C6163型车床的数控化改造设计方案.

第 1 页重庆工业职业技术学院 毕业设计（论文）课题 （起止日期 年 月 日 年 月 日）学院专业 班学生姓名 学号 指导教师 职称 教研室主任 第 2 页摘要机床数控化改造的研究是提高我国技术装备水平的重要项目，在我国目前拥有大量超期服役和技术陈旧的机床急待更新的情况下，由于数控机床的加工能力和资金受限，对机床进行数控化改造是一条节约资金、快速有效的途径。 本文对C6163普通车床数控化改造进行了深入研究，包括对机床改造进行可行性分析、对机床关键部件参数的计算、对机床结构的设计、对机床改造方案优化选择、选择合适的机床伺服系统和计算机系统，以及在改造中应注意的事项等进行了详细的论述。结果表明:经改造后的机床已达到预期的功能和精度，完全能实现加工外圆、锥度、螺纹、端面等的自动控制，提高了原机床的生产效率，降低了劳动强度。 关键字：普通车床 数控改造 步进电机 经济型数控系统 MCS-51。 第 3 页目 录1 设计任务和总体方案的确定 .六1.1 设计内容 .六1.2 主要技术参数 .六1.3 系统总体方案设计 .七2 主传动系统设计 .九2.1 主轴极限转速的确定 .九2.2 主运动参数的确定 .十2.3 主电动机的选择 .十一2.4 计算转速的确定 .十二2.4.1 主轴计算转速的确定 .十二2.4.2 其他传动件计算转速的确定 .十四2.5 确定各变速组变速副齿数 .十四2.6 绘制变速系统图 .十六2.7 传动件的设计 .十七2.7.1 带轮的设计 .十七2.7.2 传动轴的直径估算 .二十2.7.3 传动轴的校核 .二十一2.7.4 齿轮模数的确定及校核 .二十五3 进给系统设计 .二十八3.1 切削力的计算 .二十八3.2 纵向进给系统传动部件的计算和选型 .三十3.2.1 滚珠丝杠精度的选择 .三十3.2.2 丝杠导程的确定 .三十3.2.3 最大工作载荷的计算 .三十 第 4 页3.2.4 最大动负载 的计算 .三十一QF3.2.5 滚珠丝杠螺母副的选型 .三十一3.2.6 滚珠丝杠螺母副的预紧和支承方式 .三十二3.2.7 传动效率的计算及刚度验算 .三十三3.2.8 稳定性校核 .三十四3.2.9 确定齿轮传动比 .三十五3.3 横向进给传动部件的计算和选型 .三十五3.3.1 切削力的计算 .三十五3.3.2 滚珠丝杠螺母副的计算和选型 .三十六3.4 齿轮间隙的调整 .三十六4 伺服系统的改造设计 .三十七4.1 控制系统的选择 .三十七4.2 纵向步进电机的计算和选择 .三十八4.2.1 负载转动惯量的计算 .三十八4.2.2 工作状况下转矩计算 .三十九4.2.3 步进电机的选择 .四十4.3 横向步进电机的计算和选择 .四十一4.3.1 工作状况下转矩计算 .四十一4.3.2 步进电机的选择 .四十一4.4 自动转位刀架选择及安装 .四十二5 控制系统设计 .四十四5.1 数控系统基本硬件组成 .四十四5.2 主控芯片选择 .四十五5.3 存储器系统的扩展设计 .四十五5.4 可编程并行 I/O 扩展接口 .四十六5.5 I/O 口地址译码 .四十七5.6 键盘显示接口电路 .四十八5.7 其它辅助电路 .四十九参考文献 .五十一 第 5 页谢辞 .五十二 第 6 页1 设计任务和总体方案的确定1.1 设计内容本设计内容是对 CK6163 数控车床（图 1.1）的机械部分设计和利用 MCS-51系列单片机，对纵、横向进给系统进给进行半闭环设计，使其在纵向和横向具有直线和圆弧插补的功能，驱动元件采用步进电机，传动系统采用滚珠丝杠，使车床横向和纵向进给运动的行程和速度能够精确控制，能进行内外圆柱面、圆锥面、圆弧面、圆柱螺纹和圆锥螺纹等加工，机床主轴的起动，停止和变速，刀具的变换和冷却，都可以自动控制。并具有直线、锥度、直螺纹和锥螺纹等自动循环机能。图 1.1CK6163 车床外观图1.2 主要技术参数最大加工直径：630 ； m床鞍上最大加工直径：350 ；最大加工长度：1500 ；纵向导轨长度：2000 ；主电动机功率：13 ；kW冷却泵电机功率：0.12 ；主轴通孔直径：80 ；m主轴前端孔锥度：莫氏 6 号；尾座顶尖手动最大行程：250mm； 第 7 页尾座顶尖套段孔锥度：莫氏 5 号；主轴转速：16 级 321000 ；min/r托板和刀架的总重力 G：1500 ；N最大进给速度 ：纵向： ，maxjVi/8.0横向： 0.4 ；n最大刀架快移速度 ：纵向：3.6 ，axi/m横向：1.8 ；脉冲当量 ：纵向：0.01 /脉冲， p横向：0.005 /脉冲；定位精度：纵向：0.01 ， m横向：0.005 ；启动加速时间 ：纵向：200 ；0ts横向：100 ；电动刀架转位数：41.3 系统总体方案设计数控系统总体方案设计的内容包括：系统运动方式的确定，执行机构及传动方案的确定，自动回转刀架的选择，伺服系统的选择，计算机控制系统的选择等。1系统运动方式确定数控系统按运动方式分为点位控制系统、点位直线控制系统和连续控制系统。点位控制系统的要求是快速定位，保证定位精度，对于刀具移动过程中不进行切削，点位直线控制系统不但要求工作台运动的终点坐标，还要求工作台沿坐标轴运动过程中切削工件，其控制方式与点、位控制系统十分相似；而改造后的数控车床有定位、直线、顺、逆圆弧插补、暂停、循环、加工公制、英制螺纹等功能，可以加工各种外形轮廓复杂的零件，因此选择连续控制系统。2执行机构及传动方案的确定轴的步进电机输出轴端配置减速器，减速器由一对啮合齿轮组成，通过减速器齿轮传动，由滚珠丝杠副把动力传给床鞍，从而带动托板的移动。为实现机床所需的分辨率，采用步进电机经齿轮减速再传动丝杆，同时为保证一定的传动精度和平稳性，尽量减少摩擦力，确保数控系统的传动精度和工作平稳性，应尽量减少摩擦力，而采用滚珠丝杠螺母副。纵向和横向均采用步进电动机-减速齿轮-滚珠丝杠螺母副-床鞍（或中滑板）的传动方式，同时，应提高传 第 8 页动刚度和消除间隙，滚珠丝杠螺母副的预紧是提高刚度，减小传动间隙的重要措施。消除间隙采用的方法是双螺母结构，用螺纹调隙，而齿轮间隙的调整则是采用周向弹簧调整法。对于主传动的布局主要有整体传动式和分离传动式两种。主传动的全部变速机构和主轴组件集中装在同一箱体内，称为整体传动式布局；分别装在变速箱和主轴箱两个箱体内，而其中间采用带或者链传动，称为分离式布局。多数机床都是采用整体式传动布局，其优点是：结构紧凑，便于实现集中操作，箱体数少，在机床上安装调整方便。但传动机构的震动和发热会直接影响到主轴的工作精度。整体式布局一般用于普通精度的大中型机床。而此次设计采用的传动布局就是分离式的，这样的好处是：变速箱所产生的震动和热量不传给或少传给主轴，从而减少了主轴的震动和热变形。当采用变轮传动时，高速时由带传动直接传动主轴，运转平稳，加工表面质量好；低速时由背轮机构传动，转矩大适应加工要求。3自动回转刀架的选择自动换刀装置因数控机床的形式、工艺范围和刀具的种类与数量的不同而具有不同的形式。目前常用的有自动回转刀架和带刀库的自动换刀装置。自动回转刀架也称为转塔式刀架，它是数控机床上最常用的，也是最简单的一种自动换刀装置，通过回转头的旋转分度定位来实现车床的自动换刀动作 。自动回转刀架是由数控系统控制，效率高，工艺性能可靠。根据所加工零件的工艺要求及机床控制方式，在本改造中，采用四方自动回转刀架。4伺服系统的选择伺服系统分为开环控制系统、半闭环控制系统和闭环控制系统。半闭环控制系统和闭环控制系统都具有检测装置，伺服控制精度都比开环系统高，但系统造价也高于开环结构且调试也不太容易。而开环系统不带检测装置，指令是单方向传送的，结构简单，成本低廉，容易掌握，调试和维修都比较简单，符合经济型数控机床的加工精度要求不高的性能。因此，为了简化结构，降低成本，采用步进电机驱动的开环控制系统。5计算机控制系统的选择根据机床的要求，采用 8 位微机，由于 MCS-51 系列单片机具有集成度高、可靠性好、功能强、速度快、组成功能比较完善、抗干扰能力强等特点，所以采用 MCS-51 系列单片机作为控制系统基本硬件。 第 9 页2 主传动系统设计2.1 主轴极限转速的确定由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大，所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析，在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点：1) 应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。2) 最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。主轴最高和最低转速可按下列计算：= (rpm)maxninaxd10v= (rpm)inaxi其中：、 主轴最高、最低转速（m/min ） ；maxin、 典型工序的最大、最小切削速度（m/min） ；i、 最大、最小计算直径。maxdin通用机床的 和 并不是指机床上可能加工的最大和最小直径，而ai是只常用经济加工的最大和最小直径。对于通用机床，一般取：=kDmaxddaxinRD可能加工的最大直径（mm） ；k系数，一般取 0.5；计算直径范围， =0.200.25.dRdR 第 10 页普通车床采用最大速度 的典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半max精车钢质轴类工件的外圆，取 =200r/min。采用最小速度 的典型工序又以下几种情况：min1在低速光车，要求获得粗糙度小于 R3.2 ；um2加工各种螺纹及多头螺纹；3用高速钢车刀，对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作，取 =20r/min。min当典型工序为铰孔或加工螺纹时，应按在车床上常用最大铰孔直径或经常加工的最大螺纹直径作为最大计算直径 根据调研可取 =0.25 ,(maxdmaxd1D为刀架上最大工件回转直径）1D故 = = =995r/min，取 =1000 r/min；maxninax10dv6420maxn= =39.79 r/min， 取 =32 r/min；inaxi1in与本次设计给定的参数相差不大，取计算值。2.2 主运动参数的确定znRZ= +1 lg = = =1.26)1(Zn532根据机械制造装备设计 表 3-5 标准公比 。这里我们取标准公比系7P列 =1.26。由 机械制造装备设计中表 3-3 查得主轴的各级转速如下所示：32r/min，40r/min，50r/min，63r/min，80r/min，100r/min，125r/min，160r/min，200r/min，250r/min，315r/min， 400r/min，500r/min，630r/min，800r/min，1000r/min。 第 11 页2.3 主电动机的选择 电动机功率是计算机床零件和决定结构尺寸的主要依据。电动机应取恰当功率，功率取大了，则机床零、部件的尺寸也不必要的增大，不仅浪费材料，而且是电动机经常处于低负荷情况下工作，致使功率因素小，浪费电力。如果电动机功率取小了，则机床的技术性能达不到设计要求，且出现电动机超负荷工作情况，容易烧坏电机和电气元件。现在以常见的中碳钢为工件材料，取 45 号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度 =3.2mm。刀具为可转位外圆车刀，刀杆尺寸： 16mm 25mm。刀具几何aR 参数： =15 ， =6 ， =75 ， =15 ， =0 ， =-10 ，b =0.3mm，r0o0ororoo01o1r=1mm。e现以确定粗车是的切削用量为设计：1确定背吃刀量 和进给量 f，根据切削加工简明实用手册 表 8-pa 4P50， 取 4mm，f 取 1 。parm2确定切削速度，参切削加工简明实用手册 表 8-57，取 V =248Pc。 机床功率的计算，sm3主切削力的计算 根据 切削加工简明实用手册 - 表 8-59 和4950表 8-60，主切削力的计算公式及有关参数：F =9.81 ZFcn60CFcZaFcfcZvFcK=9.81 270 4 0.92 0.9515.75.01.2=4495.4（N）切削功率的计算 = =4495.42 =9kw；cPFcv310310取机床的效率为 0.85，)(57.108.9kwpzZY 系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B 级绝缘，工业环境温度不 第 12 页超过+40，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过 1000m，额定电压 380V，频率 50Hz。适用于无特殊要求的各种机械设备，如金属切削机床，水泵，鼓风机，搅拌机，运输机等。根据以上要求，选取 Y160L-4 型三相异步电动机，其额定功率为 11Kw，满载转速为 1460 ，质量为 123Kg。minr图 2.1 变速结构网2.4 计算转速的确定设计机床时，需根据不同机床的性能要求，合理确定机床的最大工作能力，即主轴所能传递的最大功率或最大转矩。对于专用机床，在特定的工艺条件下，各传动件所传递的功率和转速是固定不变的，所传递的转矩也是一定的。对于工艺范围较广的通用机床或某些专门化车床，由于使用条件复杂，变速范较大，传动件所传递的功率和转速是经常变化的。将传动件的传递转矩确定偏小或过大，都是不经济的、不合理的，对于这一类机床传动件传递转矩的大小的确定，必须根据机床实际使用情况调查分析。传动件在传递全部功率的最低转速，能够传递最大转矩，因此，将传递全部功率时的最低转速，称为该传动件的计算转速。2.4.1 主轴计算转速的确定主轴计算转速 是主轴传递全部功率（此时电机为满载）时的最低转速。cn从计算转速起至最高转速间的所有转速能够传递全部功率，而转矩则随转速增加而减少，此为恒定功率工作范围；低于主轴计算转速的各级转速所能传递的转矩与计算转矩时的转矩相等，是该机床的最大转矩，而功率则随转矩的降低而减少，此为恒转矩工作范围。对于通用中型机床主轴计算转速 13ZmincCK6163 车床主轴转数级数 Z=16，其转速图如图 2.2 所示，主轴计算转速为： min/r0nn 6in136mi13Zmic 第 13 页图 2.2 CK6163 车床转速图 第 14 页2.4.2 其他传动件计算转速的确定主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都传递全部功率，因此实际上述主轴转速的其他传动件的实际工作转速也传递全部功率，这些实际工作转速的最低转速就是其他转动件的计算转速。当主轴的计算转速确定后，就可以从转速图上确定其他各传动件的计算转速。确定的顺序通常是从后往前，即先定位出位于传动链后端（靠近主轴）的传动件的计算转速，在顺次由后往前定出各传动件的计算转速。由转速图上可以看出轴共有 16 级转速。主轴在 100r/min（计算转速）至 1000r/min（最高转速）之间的所有转速都传递功率。此时轴经齿轮副30：60 传动主轴，它只有在 200r/min 之上的转速才能传递全部功率，因此200r/min 为它的最低转速，即的计算转速。同理，轴上共有 8 级转速：800r/min、630r/min、500r/min、 400r/min、 315 r/min、250 r/min、160r/min 此时。经齿轮副 24:60 传动轴，所得到的 8 级转速没有能够传递全部功率的，经齿轮副（60:24 和 24:24）传动轴，则能够传递全部功率。因此其中的最低转速 400r/min 为轴的计算转速。以此类推，各轴的计算转速见表 2.1：表 2.1 各轴计算转速轴 号 计 算 转 速轴 min/10rnj轴 8j轴 i/63rj轴 n40nj轴 mi/rj轴 j轴 in/20rnj 第 15 页2.5 确定各变速组变速副齿数确定齿轮齿数的原则和要求：齿轮的齿数和 不应过大；以免加大两轴之间的中心距，使机床结zs构庞大，一般推荐 100 200.z最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑以下问题：1) 最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数18；minz2) 受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于 1820；3) 齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过 10%（ -1）%，即%）（理 实理 10n：要求的主轴转速；理：齿轮传动实现的主轴转速；实4) 两轴之间最小中心距应取得适宜。齿数和太小，则中心距过小，将导致两轴上轴承及其他结构之间的距离过近或相碰。当各变速组的传动比确定以后，便可以确定各齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和 以及小齿轮的zS齿数可以从机械制造装备设计表 3-9 中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。根据机械制造装备设计 ,查表 3-9 各种常用变速比的使用齿数。94P见表 2.2：表 2.2 齿数分配及带轮直径齿数及带轮直径电动机-轴 小带轮 ，大带轮m140m20轴- ， ， ，z32zz4z 第 16 页2.6 绘制变速系统图图 2.3 主轴箱轴- ， ，365z40z367z轴- 小带轮 ，大带轮m18m20轴- ，28z9z轴- ， ， ，4101412z613z轴- ， ， ，6z5z607轴- ， ，3180192 第 17 页图 2.4 变速箱2.7 传动件的设计2.7.1 带轮的设计三角带传动中，轴间距 A 可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速 n=1460r/min,传递功率 P=11kW,传动比 i=1.26，两班制，一天运转 16 小时，工作年数 10 年。(1)选择三角带的型号由机械设计 表 8-7 工作情况系数 查的工作情况系数 =1.2。156PAKAK故根据机械设计 公式（8-21） )(2.13.kWAca式中 P-电动机额定功率， -工作情况系数 K因此根据 、 由机械设计 图 8-11 普通 V 带轮型图选用 B 型带。caP1n157P(2)确定带轮的基准直径 ，D 第 18 页带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的使用寿命，小带轮的直径 不宜过小，即 。查机械设计 表 8-8、图 8-11 和 表 8-DminD 157P15P6 取主动小带轮基准直径 =140 。 由机械设计 公式(8-15a) 150P12Dn式中：-小带轮转速， -大带轮转速， -带的滑动系数，一般取 0.02。nn故 ，mD3.20).1(4062由机械设计 表 8-8 取圆整为 200mm。57P(3)验算带速度 V，按机械设计 式（8-13）验算带的速度150V= m/s 6.1064.3601nD所以 ，故带速合适。smvs5(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据机械设计 经验公式（8-20）152P)()(7.0021DAD0.7（140+200） 2 （140+200）238 6800取 =650mm.A(5)三角带的计算基准长度 L由机械设计 公式（8-22）计算带轮的基准长度158P0212042ADAL 第 19 页= =1835.56504)12()014(26502由 机械设计 表 8-2，圆整到标准的计算长度 L=1800mm146P(6)确定实际中心距 A按机械设计 公式（8-23）计算实际中心距158A= + =650+ =632.35mm02L25.1830(7)验算小带轮包角 1根据机械设计 公式（8-25）58P，故主动轮上包角合适。OOoAD120693.71012(8)确定三角带根数 Z根据机械设计 式（8-26）得158P0calpzk查表机械设计 表 8-4d 由 i=1.26 和 得：153 min1460rn= 0.31KW0p查表机械设计表 8-5， =0.98；查表机械设计表 8-2，长度k系数 =0.92lk8.392.0)31.082.(Z所以取 Z=4 根同样可以计算出主轴箱的小带轮直径为 ，大带轮直径 ，1D280D带的根数为 3 根。(9)计算预紧力查机械设计表 8-3，q=0.1kg/m由机械设计式（8-27） 第 20 页20)5.2(qvkvZpFca其中： -带的变速功率,KW；capv-带速,m/s；q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.1kg/m。v = 1460r/min = 10.7m/s。NF8.207.1098.57.1023)2(50 （10）计算作用在轴上的压轴力ZQ .269sin.42sin2102.7.2 传动轴的直径估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下（弯曲、轴向、扭转）不至发生过大的变形（弯曲、失稳、转角） 。如果刚度不足，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，或者产生振动和噪声、发热、过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 根据机械设计手册 表 7-13， ，并查金属切削206pmnPdj491机床设计表 7-13 取 =1.其中：P-电动机额定功率（kW） ；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（ ） ； -传动轴允许的扭转角（jnminr） 。mo轴的直径：取 i/10,96.1rnj各轴计算结果见表 2.3 ：mndj 68.3457944 第 21 页表 2.3 各传动轴最小直径传动轴 最小轴径计算结果（ ）m实际结果( )m 68.3435 135 20. 40 940 8.340 40 01.47502.7.3 传动轴的校核轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差%3） 。当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径 进行计算，计算花键轴传动轴时一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进1d行键侧挤压验算。验算弯曲的刚度时可采用平均直径 或当量直径 。一般将1d2d轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见金属切削机床设计表 7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上的进行代数叠加，不在同一平面上的进行向量叠加。以轴（图 2.8）为例进行校核；1. 校核轴的强度当轴的转速为 时，运动由齿轮 z=36 传入，由齿轮 z=32 传min/80rnj出，因 z=32 齿数少，故以 z=36 传入，z=32 传出时情况进行计算。计算轴的转矩 由 有jinnPT4195mNT441 0.106.95442 1.28. 第 22 页齿轮 1 的作用力 圆周力为：NdTF5041.21t 其方向与里的作用点圆周速度方向相反；径向力为：F1.8320tan5tanr 其方向为作用点指向齿轮 1 的转动中心；轴向力为：N9.1236.4tan50tan齿轮 2 的作用力 圆周力为：dTF401.22t其方向与作用点圆周速度方向相反；径向力为： ；NF1.20tan605tanr 其方向由作用点指向齿轮 2 的转动中心；轴向力为：F5.10836.4tan605tan计算支承反力 在水平面上为NlldFlRaarH 9.3062)(321332r1 NFrr .84312在垂直方向上 llRrrV 2.750)(32131NRFVt 8.493t2轴承 1 的总支承反力为：RVH6.021轴承 2 的总支承反力为： 第 23 页NRVH2.822在水平面上，a-a 剖面图左侧为：m.57921lMaa-a 剖面右侧为：NdFaH 2.183ab-b 剖面右侧为m.042b lRdFMaH4.283在垂直面上为：NlRV6.70521am38944b合成弯矩，在 a-a 剖面左侧为：MaVHa 2.1572在 a-a 剖面右侧为：mNaVa 4.9632在 b-b 剖面左侧为：VH7.012bb在 b-b 剖面右侧为：mNMV 6.8542bb画弯矩图、转矩图如图 2.6 所示 第 24 页图 2.5 轴图 2.6 弯矩和转矩图2 校核轴的挠度在轴上计算安装齿轮处（即 B 点和 C 点）的挠度，断面惯性矩为 ，钢的弹性模量444736251.36mdI 25/10.2mNE由机床设计手册 2 （上）表 5.8-16 中各公式用变形叠加法和向量合成法分别计算 B 点和 C 点的挠度，并将计算结果列于表 3-6 内，其中挠度允许值按 。其计算结果见表 2.4。Ly479,0.表 2.4 轴 B、C 挠度计算结果合成后的结果挠度坐标方向由作用在B 点的力产生由作用在C 点的力产生叠加后的结果 计算值 允许值Byx 0.096mm 0.084mm 0.18mm 0.18mm 0.19mm合格 第 25 页y -0.048mm 0.042mm -0.006mmx 0.018mm 0.046mm 0.064mmCy -0.009mm 0.023mm 0.014mm0.066mm 0.19mm3. 校核倾角由机床设计手册 2 （上）表 5.8-16 中各公式用变形叠加法和向量合成法分别计算安装轴承处（即 A 点和 D 点处）的倾角，并将计算结果列于下表内。表 2.5 A、D 倾角的计算结果2.7.4 齿轮模数的确定及校核齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度条件按金属切削机床设计表 7-17 进行估算模数 和 ，并按其中较大者选HmF取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过 23 种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查机械设计表 10-8 齿轮精度选用 7 级精度，再由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40C (调质处理 )，硬度为 280HBS：r根据金属切削机床设计表 7-17；有公式： 第 26 页齿面接触疲劳强度： 32)1(1602HPjmHznK齿轮弯曲疲劳强度： 34FPjF计算各齿轮为 32 的齿轮模数；齿面接触疲劳强度： 32)1(1602HPjmHznK其中: -公比 ； = 1.125；P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 11=10.56KW；-齿宽系数 = ；mm105b-齿轮许允接触应力 ， 由金属切削机HPlim9.HPli床设计图 7-6 按 MQ 线查取;-计算齿轮计算转速;jnK-载荷系数取 1.2。=650MPa，limHMPaPaP589.065 mH 89.2105823.6.161 将齿轮模数圆整为 3mm 。齿轮弯曲疲劳强度： 340FPjmFznK其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 11=10.56KW；-齿宽系数 = ；m15b-齿轮许允齿根应力 ， 由金属切削机FPlim4.FPli床设计图 7-11 按 MQ 线查取；-计算齿轮计算转速; jnK-载荷系数取 1.2；，MPaF30lim 第 27 页 MPaPaFP420.130 mm.385641将齿轮模数圆整为 2.5mm 。 所以 。1FH31轴上两联动主动轮齿轮的直径分别为：mdmd ococ 3.091.4s57279.2.4s581 ；轴上两从动轮齿轮的直径分别为：。； ococ 67.s.31.s21齿轮分度圆直径 zd963齿宽 mbm48齿顶圆直径 ； hzaa)2+(=*1齿根圆直径 ；cdf 齿顶高 ；ha*齿根高 ；mf)+(=标准齿轮参数： *20h1c0.25度 ， ，各齿轮具体值见表 2.6表 2.6 齿轮尺寸表（单位 mm）齿轮 齿数 Z 模数 m 分度圆直径 d齿顶圆直径 a齿根圆直径 fd齿顶高 ah齿根高 f1 32 3 96 102 88.5 3 3.752 40 3 120 126 115.5 3 3.753 32 3 96 102 88.5 3 3.754 36 3 108 114 100.5 3 3.755 40 3 120 126 115.5 3 3.756 40 3 120 126 115.5 3 3.757 36 3 108 114 100.5 3 3.758 42 4 168 176 158 4 59 24 4 96 104 90 4 510 24 4 96 104 90 4 511 60 4 240 248 230 4 5 第 28 页12 24 4 96 104 90 4 513 42 4 168 176 158 4 514 24 4 96 104 90 4 515 24 4 96 104 90 4 516 30 4.5 135 144 128.25 4.5 5.62517 60 4 240 248 230 4 518 60 4.5 270 278 258.75 4.5 5.62519 60 3 180 186 172.5 3 3.7520 60 3 180 186 172.5 3 3.753 进给系统设计 对原车床的进给系统进行数控化改造，数控系统对纵向、横向进给系统进行开环控制，驱动元件采用步进电机。进给传动机构如图 3.1 所示，纵向和横向均采用步进电动机-减速齿轮-滚珠丝杠螺母副-床鞍（或中滑板）的传动方式。分别在 X 轴和 Z 轴的步进电机输出轴端配置减速器，减速器由一对啮合齿轮组成，通过减速器齿轮传动，由滚珠丝杠副把动力传给床鞍，从而带动托板的移动。步进电机经齿轮减速再传动丝杆，同时为保证一定的传动精度和平稳性，尽量减少摩擦力，选用滚珠丝杆螺母副。在本设计中滚珠采用循环插管式、双螺母垫片预紧、导珠管埋入式、精度等级为 3 级，型号为 JCS-CDM 系列滚珠丝杆副。此外，为提高传动刚度和消除间隙，齿轮传动要采用消除齿侧间隙的结构。图 3.1 进给传动系统 1步进电机 2齿轮减速装置 3支撑装置 4滚珠丝杠 5床鞍 A、 B 齿轮3.1 切削力的计算 切削力是指在切屑过程中产生的作用在工件和刀具上的大小相等、方向相反的切削力，车削外圆时的切削力如图 3.2 所示。主切削力 与切削速度的方zF 第 29 页向一致，垂直向下，是计算车床主轴电动机切削功率的主要依据；进给抗力与进给方向平行且方向相反；切深抗力 与进给方向相垂直，对加工精度的xFyF影响较大。FzFxFy图 3.2 车削力分析由机床设计手册可知，切削功率 KPc式中： 主轴电动机功率， ；PkW1主传动系统总效率，一般为 0.750.85 ，取 =0.8； 进给系统功率系数，一般取 =0.96。K则 )(48.96.01kPc切削功率应按在各种加工情况下遇到的最大切削力和最大切削速度来计算，即 ，式中切削速度 v 取 100 ,则主切削力：3106vFPZc min/= =50883106Fcz 31048.)(N进给抗力 和切深抗力 可以根据经验公式 : : =1:0.4:0.35，计xy zFyx算出：有 =50880.4=2035.2yF)(=50880.35=1780.8x N 第 30 页3.2 纵向进给系统传动部件的计算和选型3.2.1 滚珠丝杠精度的选择滚珠丝杠副的精度直接影响数控机床的定位精度，在滚珠丝杠精度参数中，其导程误差对机床定位精度的影响最为明显。一般在初步设计时设定丝杠的任意 300 行程变动量 应小于目标设定定位精度值的 1/31/2,在最后m30V精度验算中确定。对于车床，选用滚珠丝杠的精度等级 X 轴为 13 级（1 级精度最高） ，Z 轴为 25 级，考虑到本设计的定位精度要求和改造的经济性，选择 X 轴精度等级为 3 级，Z 轴精度等级为 4 级。 3.2.2 丝杠导程的确定丝杠导程跟所需要的运动速度、系统等有关，通常在：4、5、6、8、10、12、20 中选择，规格较大，导程一般也可选择较大（主要考虑承载牙厚） 。在速度满足的情况下，一般选择较小导程（利于提高控制精度） ，初选纵向丝杠导程为 8 ，横向丝杠导程为 5 。mm3.2.3 最大工作载荷的计算最大工作载荷 （ N） 是指滚珠丝杠副在驱动工作台时所承受的最大轴向mF力，也叫进给牵引力,它包括滚珠丝杠的走刀抗力及与移动物体重力和作用在导轨上的其他切削分力相关的摩擦力。其实验计算公式如表 3.1 所示。表 3.1 实验计算公式及参考系数m导轨类型 实验公式 K矩形导轨)(GFKFyzx1.1 0.15燕尾导轨)2(yzxm1.4 0.2综合或三角导轨)(GFKzxm1.150.15-0.18表中 为考虑颠覆力矩影响时的实验系数； 为滑动导轨上的摩擦系数；K为移动部件重力 （ N） 。G查表 3-1 选择综合导轨， 取 1.15, 取 0.18, 为 1500 ；N 第 31 页算得 =1.151780.8+0.18（5088+1500）)(GFKzxm=3233.77 N3.2.4 最大动负载 的计算Q滚珠丝杠应根据额定动载荷 选用，最大动载荷计算原理与滚动轴承相同。mF对于滚珠丝杠螺母副的最大动载荷 计算公式如下：QmhwQFfL3式中： 滚珠丝杠副的工作寿命，单位为 r， （T 为使L610610/nL用寿命，普通机床 T 取 5000-10000h，数控机床 T 取 15000h；n 为丝杠的每分钟转速） ；载荷系数，一般取 1.21.5，本设计取 1.2；wf硬度系数（ HRC 58 时取 1.0 ；等于 55 时取 1.11；等于 52.5h时取 1.35；等于 50 时取 1.56；等于 45 时取 2.40） ；滚珠丝杠副的额定工作载荷，单位为 N。mF本设计中车床 Z 向承受最大切削力条件下最快的进给速度 ,初min/8.0axVj选丝杠的基本导程 ，则丝杠转速 。取滚Ph8 i/1/10maxrPnhj珠丝杠的使用寿命 ，带入 得 =90；取 ，T1506/TLL2.wf代入 ，求得 ： =17380N。1hf mhwQFfL3 Q3.2.5 滚珠丝杠螺母副的选型初选滚珠丝杆螺母副时应使其额定动载荷 , 当滚珠丝杠副在静态或QaFC低速状态下 长时间承受工作载荷时，还应使额定静载荷min)/10(r。oaFC)32根据计算出的最大动载荷 选取 FL5008-3 型内循环式滚珠丝杠副，精度QF 第 32 页等级为 4 级，其参数如表 3-2 所示。表 3.2 滚珠丝杠副参数公称直径/ m导程/ 钢球直径/ m丝杠外径/丝杠底径/ m额定载荷/ KN接触刚度/ 1m0dhPwD1d2oaC189750 8 4.763 48.6 45.24 66 313.2.6 滚珠丝杠螺母副的预紧和支承方式为了消除间隙和提高滚珠丝杠副的刚度，可以预加载荷，常用的滚珠丝杠副的预紧方式有：双螺母垫片式预紧、双螺母螺纹式预紧、双螺母齿差式预紧等。预紧后刚度可以提高到为无预紧时的 2 倍。本设计采用双螺母螺纹式预紧，调整端部的圆螺母，使螺母产生轴向位移预紧。其结构紧凑，工作可靠，调整方便，结构见图 3.3图 3.3 双螺母螺纹预紧1、2螺母 3丝杠 4套筒 5平键 6圆螺母滚珠丝杠副的支承主要用来约束丝杠的轴向窜动，为了提高轴向刚度，丝杠支承常用推力轴承为主的轴承组合。考虑到纵向丝杠长度较大，本设计纵向丝杠采用双推力轴承和简支支承方式，该方式临界转速、压杆稳定性高，有热膨胀的余地。3.2.7 传动效率的计算及刚度验算滚珠丝杠的传动效率 一般在 0.80.9 之间，其计算公式如下： 第 33 页=)tan(式中： 螺距升角，根据 ,可得 =291；0h14.3Ptd摩擦角，一般取 =10。算得： = =96.68%)0192tan(滚珠丝杠副工作时受轴向力和转矩的作用，引起基本导程的变化，从而影响丝杠的定位精度和运动的平稳性。轴向变形