数控车床机械改造优化设计说明和计算核算书

1机械部分的改造

为了充分发挥数控系统的技术性能，保证改造后的车床在系统控制

下重复定位精度，微机进给无爬行，使用寿命长、外型美观，机械部分

作了如下改动，

(1)床身为了使改造后的机床有较高的开动率和精度保持性，除尽可

能地减少电器和机械故障的同时，应充分考虑机床零件、部件的耐磨性,

尤其是机床导轨的耐磨性。增加耐磨性的方法有1,增加导轨的表面强

度如：淬火；2,降低摩擦系数口等。

当前国内外数控机床的床身等大件多采用普通铸铁。而导轨则采用

淬硬的合金钢材料，其耐磨性比普通铸铁导轨高5至10倍。据此，在

改造中利用旧床身，采用淬火制成导轨，贴塑用螺钉和粘剂固定在铸铁

床身上。

粘接前的导轨工作表面采用磨削加工，表面粗糙度RaO.8mm,以提

高粘接强度。

(2)主轴变速箱选用数控系统，主运动方式和传统机床一样都要求有

十分宽广的变速范围(1-16)来保证加工时选择合理的切速，从而获

得较高的生产率和表面质量，所以要根据具体情况对主轴边速箱进行改

造。

(3)拖板拖板是数控系统直接控制的对象，不论是点位控制还是连续

控制，对被加工零件的最后坐标精度将受拖板运动精度、灵敏度和稳定

性的影响。对于应用步进电机作拖动元件的开环系统尤其是这样。因为

数控系统发出的指令仅使拖板运动而没有位置检测和信号反馈，故实际

移动值和系统指令值如果有差别就会造成加工误差。因此，除了拖板及

其配件精度要求较高外，还应采取以下措施来满足传动精度和灵敏度要

求。①在传动装置的布局上采用减速齿轮箱来提高传动扭矩和传动精度

(分辨率为0.Gimm)。传动比计算公式为：

i=9bLo/36O5p

(3-1)

式中：日为步进电机的步距角(度)；L。为丝杠螺距，mm；5为脉

冲当量，即要求的分辨率，mm。②在齿轮传动中，为提高正、反传动精

____________________________3机械部分的改造__________________________

度必须尽可能的消除配对齿轮之间的传动间隙，其方法有两种，柔性调

整法和刚性调整法。柔性调整法是指调整之后的齿轮侧隙可以自动补偿

的方法，在齿轮的齿厚和齿距有差异的情况下，仍可始终保持无侧隙啮

合。但将影响其传动平稳性，而且这种调整法的结构比较复杂，传动刚

度低。刚性调整法是指调整之后齿轮侧隙不能自动补偿的调整方法，它

要求严格控制齿轮的齿厚及齿距误差，否则传动的灵活性将受到影响。

但用这种方法调整的齿轮传动有较好的传动刚度，而且结构比较简单。

在设备改造中应用的配对齿轮侧隙方法是刚性调整法。③采用滚珠丝杠

代替原滑动丝杠，提高传动灵敏性和降低功率、步进电机力矩损失，

(4)自动换刀装置为了满足在一台机床上一次装夹完成多工序加工，

可采用自动刀架。自动刀架不但可代替普通车床手动刀架，还可用作数

控机床微机控制元件。刀架体积小，重复定位精度高，适用于强力车削

并安全可靠。

(5)拖板箱采用数控系统控制。拆除原拖板箱，利用此位置安装新拖

板箱，新拖板箱除固定在滚珠丝杠的螺母上。挂轮箱、走刀箱拆除，在

此两个位置分别装控制螺纹加工的主轴肮冲编码器和拖板轴向伺服元

件功率步进电机及减速箱。使改造后的机床外型美观、合理。改造后机

床的启动、停机均由数控系统完成，故拆除原机床操纵杆，变向杠、立

轴等杠杆零件，

3.1滚珠丝杠的选择

3.L1滚珠丝杠副的特点

滚珠丝杠副具有与滚动轴承相似的特征。与滑动丝杠副或液压缸传

动相比，有以下主要特点：

(1)传动效率高滚珠丝杠的传动效率可达85%~98蛤为滑动丝杠副

的2〜4倍，由于滚珠丝杠副的传动效率高，对机械小型化，减

少启动后的颤动和滞后时间以及节约能源等方面，都具有重要

意义。

(2)运动平稳滚珠丝杠副在工作过程中摩擦阻力小，灵敏度高，

而且摩擦系数几乎与运动速度无关，启动摩擦力矩与运动时的

摩擦力矩的差别很小。所以滚珠丝杠副运动平稳，启动时无颤

3机械部分的改造

动，低速时无爬行。

(3)传动可逆性与滑动丝杠副相比，滚动丝杠副突出的特点是具

有运动的可逆性。正逆传动的效率几乎可高达98机滚珠丝杠副

具有运动的可逆性，但是没有象滑动丝杠副那样运动具有刍锁

性。因此，在某些机构中，特别是垂直升降机构中使用滚珠丝

杠副时，必须设置防止逆转的装置。

(4)可以预紧通过对螺母施加预紧力能消除滚珠丝杠副的间隙，

提高轴向接触刚度，但摩擦力矩却增加不大。

(5)定位精度和重复定位精度高由于滚珠丝杠副具有传动效率

高，运动平稳，可以预紧等特点，所以滚珠丝杠副在工作过程

中温升较小，无爬行。并可消除轴向间隙和对丝杠进行预紧拉

伸以补偿热膨胀，能获得较高的定位精度和重复定位精度。

(6)同步性好用几套相同的滚珠丝杠副同时驱动相同的部件和装

置时，由于反应灵敏，无阻滞，无滑移，其启动的同时性，运

行中的速度和位移等，都具有准确的一致性，这就是所谓同步

性好。

(7)使用寿命长滚珠丝杠和螺母的材料均为合金钢，螺纹滚

道经过热处理，并淬硬至HRC58-62,经磨削达到所需的精度和表

面粗糙度。实践证明，滚珠丝杠副的使用寿命比普通滑动丝杠

副高5~6倍。

(8)使用可靠，润滑简单，维修方便与液压传动相比，滚珠丝杠

副在正常使用条件下故隙率低，维修保养也极为方便；通常只

需进行一般的润滑与防尘。在特殊使用场合，如核反应堆中的

滚珠丝杠副，可在无润滑状态下正常工作。

3.1.2.纵向滚珠丝杠螺母副的型号选择与校核步骤

(1)最大工作载荷计算滚珠丝杠上的T作载荷Fm(N)是指滚珠”

杠副的在驱动工作台时滚珠丝杠所承受的轴向力，也叫做进给牵引力。

它包括滚珠丝杠的走刀抗力及与移动体重力和作用在导轨上的其他切

削分力相关的摩擦力。

由于原普通CA6140车床的纵向导轨是三角形导轨，则用公式3-2

计算工作载荷的大小。

3机械部分的改造

C=.什nFm

(3-5)

L为工作寿命，单位为106r,L=60nt/106;n为丝杠转速

(r/min),n=W9电；v为最大切削力条件下的进给速度(m/min)，可取

最高进给速度的勺/2~l/3;L0为丝杠的基本导程，查资料得L。=12iimi；

fm为运转状态系数，因为此时是有冲击振动，所以取fm=1.5。

V纵向=1.59mm/rx1400r/min=2226mm/min

n纵向二v纵向xl/2/Lo=2226x1/2/12=92.75r/min

/.L=60nt/106=60x92.75x15000/106=83.5

贝C=VLfinFmx1.5x1790.58=11740(N)

初选滚珠丝杆副的尺寸规格，相应的额定动载荷Ca不得小于最大

动载荷C:因此有

Ca>C=11740N.

另外假如滚珠丝杠副有可能在静态或低速运转下工作并受载，那么

还需考虑其另

一种失效形式-滚珠接触面上的塑性变形。即要考虑滚珠丝杠的额定静

载荷Coa是否充分地超过了滚珠丝杠的工作载荷Fm,一殷使

Coa/Fm=2〜3.

初选滚珠丝杠为：外循环，因为内循环较外循环丝杠贵，并且较难

安装。考虑到简易经济改装，所以采用外循环。

因此初选滚珠丝杠的型号为CD63XE-3.5-E型，主要参数为

Dw=4.763mm,Lo=8mm,dm=63mm,入=2ol9',圈数x列数3.5x1

(3)纵向滚珠丝杠的校核

1)传动效率计算滚珠丝杠螺母副的传动效率为77

n=tgX/tg(X+(|))=tg2ol9,/tg(2ol9,+10')=92%

(3-6)

2)刚度验算滚珠丝杠副的轴向变形将引起导程发生变化，从而

影响其定位精度和运动平稳性，滚珠丝杠副的轴向变形包括丝杠的拉压

变形，丝杠与螺母之间滚道的接触变形，丝杠的扭转变形引起的纵向变

形以及螺母座的变形和滚珠丝杠轴承的轴向接触变形。

1丝杠的拉压变形量61

3机械部分的改造

6l=±FmL/EA

(3-7)

=±1790.68x2280/20.6x10xnx(31.5)2

=0.0064mm

2滚珠与螺纹滚道间的接触变形量62

采用有预紧的方式，

因此用公式82=0.0013X/

NDWFWZZ2

(3-8)

1790.68

二0.0013x

Lrc1790.68“2

,4.763x——-——x145.36~

=0.0028mm

在这里Fvj=l/3Fm=l/3x1790.68=597N

Z=Bdm/Dw=3.14x63/4.763=41.53

ZS=41.53x3.5x1=145.36

丝杠的总变形量6=81+62=0.0064+0.0028=0.0092mm<0.015mm

查表知E级精度丝杠允许的螺距误差为C.015mm，故所选丝杠合格。

3）压杆稳定性验算

滚珠丝杠通常属于受轴向力的细长杆，若轴向工作负载过大，将使丝

杠失去稳定而产生纵向屈曲，即失稳。失稳时的临界载荷为Fk

22

Fk=fznEI/L

（3-9）

式中：E为丝杠材料弹性模量，对钢E=20.6xl04Mpa;I为截面惯

性矩，对丝杠圆截面FncH4/64（mm，）（dl为丝杠的底径）；L为丝杠

的最大工作长度（mm）;fz为丝杠的支撑方式系数由表3T查得。

表3.1：

方式两端端自由一端固定一端自由两端固定两端简支

3机械部分的改造

Fz|0.252.0|4.0|1.0

224

由Fk=fzJiEI/L且fz=2.0,E=20.6x10Mpa

I=ndl4/64/W,

L=2800mni为丝杠的长度

由于I=ndl4/64

=M(63-5.953)4/64

=3.14x57.0474/64=517903mm4

242

Fk=2x3.14x20.6x10x517903/(2800)

=727959

Nk=727959/1857

=392»4

所以丝杠很稳定。

3.1.3.横向滚珠丝杠螺母副的型号选择与校核步骤

(1)型号选择

1)最大工作载荷计算由于导向为贴塑导轨，则:k=l.4f'

=0.05,Fl为工作台进给方向载荷，F1=2144N,Fv=5360N,

Fc=1340N,G=60kg,t=15000h,最大工作载荷：Fn尸kFl+f'

(Fv+2Fc+G)

=1.4x2144+0.05(5360+2x1340+9.8x75)

=3452.6N

2)最大动负载的计算v横=1400r/minx0.79mm/r=1106

mm/niin

n横丝二v横xl/2/Lo纵=1106x1/2/5=110.6r/min

L=60nt/106=1106x110.6x15000/106=99.54

C=VlfmxFm=99,54x1.5x3352.6=23283.8N

/.初选滚珠丝杠型弓为;CD50X6-3.5-E

其基本参数为Dw=3.969mm,X=2°11',Lo=6mm,dm=50mm,圈数

x歹！J数3.5x1

(2)横向滚珠丝杠的校核

1)传动效率77计算

3机械部分的改造

n=tgA/tg

(X+4))=tg2oir/tg(2°ir+10')=93%

2)刚度验算

1丝杠的拉压变形量

61二±FmxL/EA二±3352.6x320/20.6x104xnx252二土

0.002GIIUII

2滚珠与螺纹滚道间的接触变形量

62=0.0013x'

^DwFyjZH2

二0.0013x,3352.6

^3.969138.482

=0.0099mm

在这里Fyj二女二3352.6=]H8N

33

Z=dm/Dw=3.14x50/3.969=39.56

ZS=39.56x3.5x1=138.48

丝杠的总变形量

8=81+82=0.0026+0,0099=0.0125inm<0.015mm

查表知E级精度丝杠允许的螺距误差为C.015mm,故所选丝杠合格。

3.2减速器箱体的设计

一般机床数控改造后，经济型数控车床的脉冲当量是一不可改变的

值，为了实现多脉冲当量的任意选择，我们可在步进电机与滚珠丝杠间

加一个减速机构，下面即是对减速机构的设计过程。

由任务书中可知纵向和横向的脉冲当量分别为：

纵向0.010.0080.005

横向0.0050.0040.0025

为减少减速机构的体积设定中心距A=(zl+z2)m/2=67.5

其中m=1.5zl+z2=90(齿)

则以横向脉冲计算为例

3机械部分的改造

i=zl/z2=45/45时,则脉冲当量为0.005mm

i=zl/z2=40/50时,则脉冲当量为0.004mm

i=zl/z2=30/60时，则脉冲当量为0.0025mm

因此纵向与横向的减速机构可以相同，为了降低成本将横纵减速器结构

设置为一样。

3.2.1.轴的计算：(纵向输入轴)

由公式:

(3-10)

可初选轴的直径

由于T=5N.m,由于采用的是45号钢，正火硬度”1为170-217HBS,

扭曲疲劳极限z-1=124,轴材料的许用切应力为45MPa

则对于纵向输入轴：

(3-11)

_15x5000

-V45

=8.2mm

在这里，d为轴的直径(mm),T为轴传递的转矩(N.mm),一］为轴

材料的许用切应力(MPa),则纵向输入轴轴径取18nlm,输出轴轴径取25mm

对于横向输入轴：

(3-12)

=12mm

横向输入轴轴径可取18mm,输出轴轴径可取25nlm。

综上可知：纵向与横向可用一种减速机构。轴材料为45号钢，精

度5级。

3.2.2.减速器箱体尺寸

3机械部分的改造

a=67.5inni

/.下箱体壁厚35二0.025a+328则5二8

上箱盖壁厚心用=0.03a+328则①二8

地角螺钉数目n由于aW250nlmn=4

地角螺钉直径df=0.036a+12取df=M8

齿轮端面与内箱壁最小距离A2=S=8inn1

3.2.3减速齿轮

第一对齿n45与n45啮合

计算公式为：

D,=1.6d

Do=O.5(D2+Dl)

L=(1.2~1.5)d

一般取l=b

C=0.2b但是不小于10

R=0.51

N=0.5mnmn为模数

(Vo=(2.5~4)mn但是不小于8mm

nX45*

3机械部分的改造

图3T齿轮结构图

因此输入轴齿轮d二18mm

D)=1.6d=28.8mm

D2=67.5-3-7.5=57mm

Do=0.5(57+28.8)=42.9mm

d=3.75IIIIII

da=67.5mm

do=0.25(57-28.8)=7.05mm

/=1.2d=21.6nun

c=0.2x21.6=4.32mm

r=0.51=2.16mm

n=0.5x1.5=0.75

为了更好得使输入轴与输出轴啮合且因Dl=28.8)d=18的原因会导

致齿轮的刚度下降，采用图3-2形状，以下输出轴与输入轴均采用这种

图B结构。

图3-2齿轮结构图

则由上列数据可知

/=21.6mm

da=67.5mm

d=18mm

ha=mn=l.5mm

3机械部分的改造

hf=l.2mn=l.8mm

输出轴用图3-2结构

则由公式得

d=25mm

D1=1.6d=40mm

£>0=0.5(57+40)=48.5miii

.=2.5x1.5=3.75mm

da=67.5mm

do=0.25(57-40)=4.25mm

I=1.2x25=30mm

c=0.2bx30=10mm

r=0.5c=5mm

n=0.5x1.5=0.75mm

第二对齿n=40与n=50啮合

则输出齿轮

d=25mm

D1=1.5d=40mm

D2=da-2mn-2□=75-2x1.5-2x3.75=64.5mtn

Do=O.5(D2+D1)=O.5x(64.5+40)=52.25〃〃〃

伪)=(2.5-4)mn=2.5x1.5=3.75"〃7?

da=innZ=l.5x50=75mm

/=1.2xd=l.2x25=30mm

r=0.5c=5

c=0.2b/=10(不小于10)

n=0.5x1.5=0.75

输入齿轮

ha=l.5nun

hf=1.8/=1.2d=21.6

da=mnx2=1.5x40=60

第三对齿联30与『60啮合时，输出齿轮

d=25

Dl=l.6d=40

Da=mnZ=60x1.5=90

____________________________3机械部分的改造__________________________

D2=Da-l.5x2-25。=90-3-7.5=79.5nun

8o=2.5x1.5=3.75

Do=0.5(D2+D1)=0.5(40+79.5)=59.75mm

do=0.25(D2-D1)=(79.5-40)x0.25=9.875mm

/=1.2d=l.2x25=30

c=0.2b=0.2x30=10(不小丁IO)

r=0.5c=5

n=0.5nm=0.5x1.5=0.75

输入齿轮

(1=18mm

ha=l.5

hf=1.8

/=1.2d=21.6

da=mnxZ=l.5x30=45mm

齿轮精度按：GB10095-886级精度，其适应于高速度下平稳回转

并要求有最高效率和低噪音，传动效率为99机

减速器简图

图3-3减速器简图

3.3轴承的选择

3.3.1.选型

3机械部分的改造

深沟球轴承GB276-82

11

图3-4深沟球轴承

（】）减速器输入端的轴承选择：

d=18mm,则其型号为：，

深沟球轴dDB额定动额定静极限转速

承型号负荷C负荷C。（脂润滑）

1000803182651700N1050N19000r/min

（2）减速器输出端的轴承选择:

d=25mni则其型号为：，

深沟球轴（11）B额定动额定静极限转速

承型号负荷C负荷C。（脂润滑）

1000805253772900N2000N15000r/min

3.3.2校核

由于减速器轴的轴向载荷是经过60度推力轴承才输入减速器的所

以轴向载荷Fa很小径向载荷基本也是由于安装方面误差所导致所以也

很小。轴承合乎要求。

3.4轴承盖的设计

3.4.1闷盖

3机械部分的改造

计算公式:

图3-5闷盖

Do=D+(2〜2.5)d3+2S2

(3-13)

D2=DO+(2.5-3)d3

D4=(0.85~0.9)D

do=d3+11~2)mm

DW100mm时n=4

D>100mm时n=6

m由结构确定，在这里均取3,d3为螺钉直径.

(1)D=26时的尺寸

“=n-d3-l则d3=2.5取M4的螺钉

■=26+2.5x2.5=32.25

D2=32.25+3x2.5=39.25D4=0.9D=0.9x26=23.4

m=3nun

(2)D=37d3=2.5mm取M4的螺钉

£)o=37+6.25=43.25mm

2=43.25+7.5=50.75mm

Z)4=0.9x37=33.3mm

m=3mm

3.4.2通盖

3机械部分的改造

图3-6通盖

D。=D+(2-2.5)C13+2S2(有套环)

£>2=DO+⑵5〜3)d32=(0.85〜0.9)D

do=d3+(1-2)DWIOOmm时n=4

D>100mm时n=6

m由结构确定，在这里均取3n*d3为螺钉直径.

(1)D=6通盖尺寸，内加密封圈

d3取M4螺钉

£)()=32.52=39.75mm

D4=23.4d=18/77772

m=3mm

(2)D=37通盖尺寸d3取M4螺钉

D()=43.25D2=50.75"?〃z

2=33.3d=25机机

m=3mm

3.5丝轴承的选型与校核

3.5.1滚珠丝杠用轴承的选型

____________________________3机械部分的改造

选用型号7602025TVP的60。推力角接触轴承

轴径d=25mm

外径d=52nlm

宽度B=15irim

球径Dw=6.35mm

球数Z=16

动载荷Ca=22000N

静载荷Coa=44000N

预加载荷500N

极限转速2600r/min

3.5.2校核

大部分滚动轴承是由于疲劳点蚀而失效的。轴承中任一元件出现疲

劳步剥落扩展迹象前院运转的总转数或一定转速下的工作小时数称为

轴承寿命(指的是两个套圈间的相对转数或相对转速)。

同样的一批轴承载相同工作条件下运转，各轴承的实际寿命大不相

同，最高和最低的可能相差数十倍。对一个具体轴承很难预知其确切寿

命，但是一批轴承则服从一定的概率分布规律，用数理统计的方法处理

数据可分析计算一定可靠度R或失效概率n下的轴承寿命。实际选择轴

承时常以基本额定寿命为标准。轴承的基本额定寿命是指90%可靠度，

常用材料和加工质量，常规运转条件下的寿命，以符号L10(r)或L10h(h)

表示。不同可靠度，特殊轴承性能和运转条件时其寿命可对基本额定寿

命进行修正，称为修正额定寿命。

标准中规定将基本额定寿命一百万转(106r)时轴承所能承受的恒

定载荷取为基本额定动载荷Co也就是说，在基本额定动载荷作用下，

轴承可以工作106r而不发生点蚀失效，其可靠度为90机基本额定动载

荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。径向基本额定动载荷Cr对向

心轴承(角接触轴承除外)是指径向载荷，对角接触轴承则是指引起轴

承套圈间产生相对径向位移时的载荷径向分量。对推力轴承，轴向基本

额定动载荷Ca是指中心轴向载荷。

(1)当量载荷滚动轴承若同时承受径向和轴向联合载荷，为了计算轴

承寿命时在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷，在

当量动载荷作用下，轴承寿命与实际联合载荷下轴承的寿命相同。

3机械部分的改造

当量动载荷P的计算公式是:

P二工+〉力

(3-14)

表3.2轴承滚动当量动载荷计算的X,Y值

轴承类型单向轴承双列轴承

Fa/FrFa/Fr>eFa/FrWeFa/Fr>e

Fa/CorW

ee

XYXYXYXY

角0.0150.381.471.652.39

接0.0290.41.401.572.28

fell0.0580.431.301.462.11

球a=0.0870.461.231.382

轴15°0.120.47100.441.1911.340.71.93

承0.170.501.121.2621.82

0.290.551.021.141.66

0.440.561.001.121.63

0.580.561.001.121.63

当量动载荷式中Fr为径向载荷，N；Fa为轴向载荷，N；X,Y分别

为径向动载荷系数和轴向动载荷系数，可由上表查出。

_L表中，e是一个判断系数，它是适用于各种X,Y系数值的Fa/Fr极

限值。试验证明，轴承Fa/FrWe或Fa/Fr>e时其X,Y值是不同的。单

列向心轴承或角接触轴承当Fa/FrWe时，Y=0,P二Fr,即轴向载荷对当量

动载荷的影响可以不计。深沟球轴承和角接触球轴承的e值随Fa/Cor

的增大而增大，Fa/Cor反映轴向载荷的相对大小，它通过接触角的变化

而影响e值。

。二0°的圆柱滚子轴承与滚针轴承只能承受径向力，当量动载荷

Pr=Fr」f【ja=90°的推力轴承只能承受轴向力，其当量动载荷Pa二Fa。

由于机械工作时常具有振动和冲击，为此，轴承的当量动载荷应按下

式计算：

P=fd(XFr+Yfa)

冲击载荷系数fd由表3.3选取

表3.3：

载荷性质机将举例fd

3机械部分的改造

平稳运转或轻微冲电机，水泵，通风机，汽轮机1.0-1.

击2

中等冲击车辆，机床，起重机，冶金设备，内燃机

8

强大冲击破碎机，轧钢机，振动筛，工程机械，1.8-3.

石油钻机0