數控車床橫向進給

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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 該次畢業(yè)設計中,我很有幸分在“數控車床小組”,我所設計的課題為“數控車床橫向進給機構的設計 (經濟型中檔精度數控機床)”。進行這一設計主要是為了進一步地提高數控車床橫向進給機構的定位精度、重復定位精度以及改造手動進給裝置以使其能夠可靠地運行。而且,通過這次畢業(yè)設計也可以檢驗自己的學習情況,鍛煉自己,對今后的學習和工作也有一定程度上的幫助。 　　信息時代的高新技術流向傳統產業(yè)，引起后者的深刻變革。作為傳統產業(yè)之一的機械工業(yè)，在這場新技術革命沖擊下，產品結構和生產系統結構都發(fā)生了質的躍變，微電子技術、微計算機技術的高速發(fā)展使信息、智能與機械裝置和動力設備相結合

2、，促使機械工業(yè)開始了一場大規(guī)模的機電一體化技術革命。隨著計算機技術、電子電力技術和傳感器技術的發(fā)展，各先進國家的機電一體化產品層出不窮。機床、汽車、儀表、家用電器、輕工機械、紡織機械、包裝機械、印刷機械、冶金機械、化工機械以及工業(yè)機器人、智能機器人等許多門類產品每年都有新的進展。機電一體化到各方面的技術已越來越受關注，它在改善人民生活、提高工作效率、節(jié)約能源、降低材料消耗、增強企業(yè)競爭力等方面起著極大的作用。在機電一體化技術迅速發(fā)展的同時，運動控制技術作為其關鍵組成部分，也得到前所未有的大發(fā)展，國內外各個廠家相繼推出運動控制的新技術、新產品。主要有全閉環(huán)交流伺服驅動技術（Full Closed

3、 AC Servo）、直線電機驅動技術（Linear Motor Driving）、可編程序計算機控制器（Programmable Computer Controller，PCC）和運動控制卡（Motion Controlling Board）等幾項具有代表性的新技術。數控機床是一種高科技的機電一體化產品,是綜合應用計算機技術、精密測量及現在機械制造技術等各種先進技術相結合的產物。數控機床作為實現柔性制造系統、計算機集成制造系統和未來工廠自動化的基礎已成為現在制造技術中不可缺少的生產手段,是機電一體化技術的重要組成部分。隨著科學技術的迅速發(fā)展,數控技術的應用范圍日益擴大。數控機床已成為現在機械

4、制造業(yè)中的主要技術裝備。數控機床作為機電一體化的典型產品，在機械制造業(yè)中發(fā)揮著巨大的作用，很好地解決了現代機械制造中結構復雜、精密、批量小、多變零件的加工問題，且能穩(wěn)定產品的加工質量，大幅度地提高生產效率。經濟型中檔精度數控車床主要用于對中小型軸類、盤類以及螺紋零件的加工，這些零件加工工藝要求機床應完成的工作內容有：控制主軸正反轉和實現其不同切削速度的主軸變速；刀架能實現縱向和橫向的進給運動，并具備在換刀點自動改變四個刀位完成選擇刀具；冷卻泵、潤滑泵的啟停；加工螺紋時，應保證主軸轉一轉，刀架移動一個被加工螺紋的螺距或導程。 數控車床的進給系統包括橫向進給系統(X軸)和縱向進給系統

5、(Y軸),它們是由伺服電機經同步齒形帶傳動,驅動滾珠絲杠螺母副機構,來實現刀架的運動。根據GB/T16462-1996《數控臥式車床精度檢驗》,機床的位置精度包括重復定位精度、反向偏差和定位精度。當機床的中心距DC=3000mm時,其重復定位精度X軸0.007mm,Z軸0.020mm;反向偏差X軸為0.006mm,Z軸為0.012mm;定位精度X軸為0.016mm,Z軸為0.050mm?？梢钥闯?進給軸設計與主軸設計相比,具有相同的重要性。因而,進給軸的設計應從動、靜兩方面充分考慮,位置精度才能達到該標準的要求。 對于X軸，由于其位置誤差值復映在零件加工尺寸上為直徑值，故放大了2倍，X軸移動質

6、量不大，要求的快移速度較低，因而要求X軸應有更高的位置精度。因X軸滾珠杠直徑比Z軸小，長度短，并且采用降速傳動，使得折算在X軸電機上的轉動慣量減小。因此，X軸的設計應著重以達到所要求的位置精度為主要矛盾進行設計，而選用的電機扭矩比Z軸小些。為了達到這目標，X軸應從提高重復定位精度、反向偏差及定位精度三個方面，從設計上解決。在數控車床進給系統的設計中,根據橫向、縱向的不同精度要求,不同移動質量及轉動慣量等特點,分別解決設計中的主要矛盾。以期望設計結果能滿足各項性能指標的要求,達到預期的結果,即滿足設計任務書的要求。限于編者水平，書中錯誤和不妥之處在所難免，殷切期望讀者批評指正。

7、 1、 總體設計方案 1.1總體設計方案論證 與普通機床相比,數控機床進給系統的設計要求除了具有較高的定位精度外,還具有良好的動態(tài)響應特性。為了確保數控機床的傳動精度和工作平穩(wěn)性,在設計機械了機構時,通常還應提出無間隙、低摩擦、高剛度以及有適宜的阻尼比要求等。為了達到這些要求,在機械傳動設計中,主要采取如下措施: 1、盡量采用低摩擦的傳動副; 2、選用最佳的降速比; 3、盡量縮短傳動鏈以及用預緊的方法提高傳動系統的剛度; 4、盡量消除傳動間隙,減少反向行程誤差。 數控車床的總體總體設計方案示意圖如下圖所示： 本設計數控車床要求設計為中

8、檔精度機床,為此提出以下兩種設計方案: 設計方案一:該方案的進給裝置及動作原理如下: 機床的橫向進給機構由：床鞍，滾珠絲杠副，螺母座，滑板，連接套，步進電機等部分組成。由步進電機通過連接套帶動滾珠絲杠副至螺母座，實現滑板的橫向機動進給。在滾珠絲杠的前端加一螺孔，用內六角螺釘及套與之連接，這樣用內六角扳手可實現滑板的橫向手動進給運動。 設計方案二:該方案的進給裝置及動作原理如下:車床的橫向進給機構由床鞍4,滾珠絲杠副5,螺母座6,橫滑板7,同步帶輪12、19,交流伺服電機64等部分組成,見設計裝配圖001。由交流伺服電機64經同步齒形帶傳動,驅動滾珠絲杠副5至螺母座6,實現橫滑板7的橫向機

9、動進給,來實現刀架的運動。在該方案中,在滾珠絲杠的前端加了一個固定銷46,床鞍上改進了支座3,增加了滾花手柄2,在滾花手柄2的前端用一個開口槽及內孔與滾珠絲杠相連, 支座3下用一個開槽平端緊定螺釘45與滾花手柄2上的兩圓槽相連作定位作用。當需手動進給時, 滾花手柄2的開口槽就插到滾珠絲杠的固定銷46中,將螺釘45緊到手柄2的相應圓槽中,這樣轉動滾花手柄2就可帶動滾珠絲杠實現手動進給。當不用手動進給時,松開螺釘45,將滾花手柄2出,使開口槽與滾珠絲杠的固定銷分開,再將螺釘45緊到手柄2的相應圓槽中,此時手柄2與滾珠絲杠脫開了。 在方案一中,由于在機動進給時,套8仍在轉動,不安全。用內六角扳手時

10、,在作螺紋的反向運動時,會使內六角螺釘松動,而不能使手動進給可靠進行。在方案二中,在機動進給時, 滾花手柄不再轉動,使車床的安全可靠性得以加強。同時,這樣做也使得在車床檢驗后的工作過程中,不至于被他人轉動手柄而破壞現場工作狀態(tài)。在方案一中,采用步進電機,起精度受到一定程度上的限制。因為本設計要求中檔精度,所以在方案二中改用交流伺服電機,以提高相應的精度。并且在方案二中以同步帶傳動代替方案一中的連接套,其益處在參考文獻［4］106-107頁中可以見到,這里就不再重復了。 1.2總體設計方案的確定 經總體設計方案的比較和論證后,確定的經濟型中檔精度數控車床橫向進給機構設計的總體方案示意圖如裝配

11、圖001所示。該橫向進給機構既可以進行機動進給,也可以進行手動進給。該橫向進給機構采用交流伺服電機驅動, 經同步齒形帶傳動,驅動滾珠絲杠轉動,從而實現數控車床的橫向進給運動。刀架采用LD-1型列電動刀架。 2橫向進給機構的設計與計算 橫向進給機構設計與計算的主要內容有: 滾珠絲杠副的設計計算及選型、同步帶的設計計算與選型、同步帶輪的選擇、交流伺服電機的計算及選型、導軌副的選擇、自動轉位刀架的選擇。繪制橫向進給機構的裝配圖以及各零件圖等。 2.1已知條件 (1)、床身上最大回轉直徑:400mm； (2)、加工最大工件長度:1000mm； (3)、快移速度:X軸 4m/min,Z軸

12、 8m/min； (4)、定位精度:X軸 0.035mm, Z軸 0.04mm； (5)、重復定位精度:X軸 0.0075mm, Z軸 0.01mm； (6)、數控車床工作臺質量W:根據圖形尺寸粗略計算W=60Kg； (7)、橫向進給切削力Fx的確定: 根據參考文獻［5］查出: Pdf/ Pa =3～5%[5] 1—1 式中: Pdf—進給系統所需電機功率; Pa—主傳動電機功率。 已知Pa為5.5Kw,取比例系數為5%,則由公式1—1可得： Pdf= Pa×

13、5% =5.5×5%=0.275Kw 根據參考文獻查出: F=61200ηf·Pdf/Vf[5]　 1—2 式中: ηf—進給系統效率,其范圍為0.15～0.20,取ηf=0.20; Vf—進給速度,m/min;查出: Vf=(1/2～1/3)Vixmax[5] 1—3 取Vf=1/3 Vixmax 由公式1—2： Fx=61200×0.20×

14、0.275/(4·1/3) =2524.5(w) 為了安全起見,取安全系數為1.85,則: Fx=2524.5×1.85≈4680N　 2.2滾珠絲杠副的設計 滾珠絲杠副已經標準化,因此滾珠絲杠副的設計歸結為滾珠絲杠副型號的選擇。 一般情況下,設計滾珠絲杠時,已知條件為:最大工作負載Fd(或平均工作負載Fm)作用下的使用壽命,絲杠的工作長度(或螺母的有效行程),絲杠的轉速(或平均轉速),滾道的硬度及絲杠的運轉情況。 2.2.1 設計步驟 通常的設計步驟為: A、計算作用在滾珠絲

15、杠上的最大動載荷; B、從滾珠絲杠列表指出相應最大動負載的近似值,并初選幾個型號; C、根據具體工作要求，對于結構尺寸、循環(huán)方式、調隙方法及傳動效率等方面的要求，從初選的幾個型號中再挑出比較合適的直徑、導程、滾珠列數等，確定某一型號； D、根據所選的型號,列出或計算出其主要參數的數值,計算傳動效率,并驗算剛度及穩(wěn)定系數是否滿足要求。如不滿足要求,則另選其他型號,再作上述計算和驗算,直至滿足要求為止。 2.2.2 設計計算簡況 選用CPG系列滾珠絲杠副。 A、 CPG系列滾珠絲杠副主要參數的確定: 按預期壽命Ln及軸向載荷Fa進行選擇:

16、 Ln=(Ca/Fa)×106(轉)[11] 2—1 式中: Ca—額定動載荷; 一般情況下Fa可以用平均軸向載荷Fm予以代替: Fm=(2Fmax+Fmin)/3 [11] 2—2 式中: Fmax—最大軸向載荷; Fmin—最小軸向載荷。 Fmax=mg+F[11] 2—3 =60×9.8+4680=5268N Fmin=mg=60×9.

17、8=588N 所以：Fm=(2Fmax+Fmin)/3=3078N 對于機車和精密機械通常取Ln=20×106(轉) [11] 則:： Ca=(20)1/3Fm=2.71F[m[11]=8341.38N　　　 2—4 計算出Ca,可通過查表得到對應的滾珠絲杠副的尺寸,選取2505-4型號滾珠絲杠副,基本直徑為25mm,大徑位24.5mm,絲杠導程L0為5mm, 滾珠直徑為3.175mm, 滾珠列數為四列。 B、對選用的滾珠絲杠副的參數進行核算

18、 a、軸向壓縮載荷F: 對各種支承條件下所支承的最大軸向載荷,是否會超過臨界載荷而失去穩(wěn)定性,造成穩(wěn)定失效,因此對保持絲杠不失去穩(wěn)定性的軸向壓縮載荷進行驗算。 滾珠絲杠受壓力作用后在彈性范圍內的臨界穩(wěn)定載荷Fc由下式計算: Fc=m(d0-db)4/Ls2 [11] 2—5 式中:m為支承系數;G-J形式:m=20×104(N/mm2); d0為公稱直徑(mm); db為滾珠直徑(mm); Ls為絲杠軸的支承距離(mm)。 所以: Fc=20×104×(25-3.175)4/5552 =1

19、.47×105 N 則: Fc/F=1.47×105/5268＞［n］ 式中: ［n］為許用穩(wěn)定安全系數,當絲杠垂直安置時［n］=2.5,水平安置時［n］=4; F為最大軸向壓縮載荷。 由以上計算可知條件滿足。 a、 極限轉速的計算: 為使絲杠副在高速運轉時不發(fā)生共振現象,應對其極限轉速進行核算。當絲杠發(fā)生共振時的轉速稱為臨界轉速,以Nc表示: Nc=121×106(d0-db)·K1/2/L2 [11] 2—6 式中: d0為公稱直徑(

20、mm); db為滾珠直徑(mm); K為支承結構系數, G-J形式: K=2.5。 　　 極限轉速n應滿足: n＜0.8 Nc[11]=0.8×1.36×104=1.08×104r/min 2—7 n0=v/(2π) [11] 2—8 =4000/(2π)=6.4×102r/min 因為 n0＜n,所以條件滿足。 b、滾珠絲杠副的預加負載: 為了消除螺母與絲杠間的軸向

21、間隙,提高滾珠絲杠副的剛度與定位精度,在絲杠和螺母間施加負載Fp,其預加負載的大小為: Fp= Ca/10[11]=834N c、 臨界轉速的核算: 絲杠的名義直徑：d0=25mm； nmax=vmax/L0[5]=200r/min 2—9 查參考文獻［5］圖5.7-91,支承為“固定-固定”支承長度L=1568mm, 查參考文獻［5］圖5.7-91, L與n的交線點在d0=25mm左側,所以安全。 d、 效率計算: 查參考文獻： η=tanβ/tan(β+φ) [5]

22、 2—10 式中: β—螺紋的螺旋升角,可參考文獻［5］5.7-41表,取β=3o3’; φ—摩擦角, tanφ=0.003～0.004。 所以: φ=13’45’’ 則: η=tan3o3’/ tan(3o3’+13’45’’)=93% e、 剛度檢驗: 查參考文獻: △=100F/(EA)+50T/(πGJc), [5]μm/m 2—11 式中: E—彈性摸量,E=2.1×102GPa; F—工作

23、負載, F=4680 N ; A—滾珠絲杠橫截面積, A=π/4·（d0-db）2=（25-3.175）2=3.37cm2; db—滾珠直徑(mm); G—切變摸量，G=8.4×10GPa; Jc—滾珠絲杠截面慣性矩，Jc=2.27×10-7m4; 代入公式2—11得： △=10.3μm/m 查參考文獻［5］表5-10和表5-17，B級精度為40μm/300mm，七級精度△=15μm，八級精度△=30μm，所以2005-5型絲杠的剛度是足夠的。 由于選用滾珠絲杠的直徑為25mm,支承方式為G-J型，所以穩(wěn)定性不成問題。 2.3同步帶的設計計算 2.3.1 設計計算簡況 A

24、、根據同步帶傳動的工作條件確定傳動的設計功率: Pd=KPm[4] 2—12 K=1.4～1.5取K=1.6則代入公式2—12得： Pd=1.6×1.5=2.4Kw B、確定帶的型號和節(jié)距，根據設計功率Pd和小帶輪轉速n1由同步帶選型圖中確定所需采用帶的型號和節(jié)距分別為L型，節(jié)距=9.525mm。同步帶選型圖選自美國同步帶傳動標準ANS11RMA IP-24-1983,如參考文獻［4］圖6-2所示。 C、選擇帶輪齒數Z

25、1和Z2:根據型號及小帶輪轉速n1，查參考文獻［4］表6-1所列帶輪最小許用齒數，確定一帶輪齒數為：Z1=32，另一帶輪齒數為：Z2=1×32=32。 D、帶輪節(jié)圓直徑： d1=TbZ1/π[4] 2—13 =9.525×32/π=97 d2=TbZ2/π[4] 2—14 =9.525×32/π=97 E、確定同步帶的節(jié)線長度 帶的節(jié)線長度Lp可根據帶圍繞兩帶輪的周長計算得出： Lp=2Acosα+π(d1+d2)/2+πα(d1-d2)/360[4] 2—15 =2×125cos0+π·97=554。58mm 圓整為554。 式中：A為兩傳動輪的中心距； α如參考文獻［4］圖6-3所示。 F、計算同步帶齒數Zb： 專心---專注---專業(yè)