1、1.開發(fā)XXX型號數(shù)控車床的目的和理由國內(nèi)數(shù)控車床經(jīng)過十幾年的發(fā)展，已形成較為完整的系列產(chǎn)品，但用戶要求越來越高， 對價格性能比更為看重，尤其對某些小型零件的加工，其所需負(fù)荷較小，調(diào)速范圍不寬，加 工工序少，效率高，但目前國內(nèi)數(shù)控車床功能多，價格高，造成很大浪費，而我廠現(xiàn)有的數(shù) 控車床，雖然在這方面做得較好，其加工范圍的覆蓋面也較寬，但針對上述零件加工的機床 還是空白，對用戶無法做到“量體裁衣”。隨著市場經(jīng)濟的發(fā)展和產(chǎn)品升級換代，上述零件 加工越來越多，市場對其具有較高效率，價格較低的排刀式數(shù)控車床的要求量越來越大，綜 上所述，為適應(yīng)市場要求，擴大我廠數(shù)控車床在國內(nèi)機床市場上的占有量，特進行N

2、-089型數(shù)控車床的開發(fā)。2機床概況、用途和使用范圍2.1概述：XXX型號是結(jié)合我廠數(shù)控機床和普通機床的生產(chǎn)經(jīng)驗，為滿足高速、高效和高精度生產(chǎn)而 設(shè)計成鑄造底座、平床身、滾動導(dǎo)軌，可根據(jù)加工零件的要求自由排刀的全封閉式小規(guī)格數(shù) 控車床。本機床采用SIEMENS 802S系統(tǒng)，主電機為YD132S-2/4雙速電機。主傳動采用富 士 FRN5.5G9S-4型變頻器進行變頻調(diào)速，進給采用德國SIEMENS公司生產(chǎn)的110BYG-550A 和110BYG-550B步進電機驅(qū)動的半閉環(huán)系統(tǒng)，兩軸聯(lián)動。2.2用途：XXX型號型數(shù)控車床可以完成直線、圓錐、錐面、螺紋及其它各種回轉(zhuǎn)體曲面的車削加工， 適合小軸

3、類、小盤類零件的單件和批量生產(chǎn)，特別適合于工序少，調(diào)速范圍窄，生產(chǎn)節(jié)拍快 的小軸類零件的批量生產(chǎn)。2.3使用范圍：本機床是一種小規(guī)格，排刀式數(shù)控車床，廣泛用于汽車、摩托車、紡織、儀器、儀表、 航空航天、油泵油嘴等各種機械行業(yè)。3 XXX型號型數(shù)控車床的主要技術(shù)參數(shù)：3.1切削區(qū)域：a. 拖板上最大回轉(zhuǎn)直徑75mm250mmb. 最大切削長度180mmc. 縱拖板的最大行程3.2主軸:a.主軸頭部GB59001-86-A24b.主軸前軸承內(nèi)徑70mmc.主軸通孔直徑42mmd.最大通過棒料直徑25mm3.3主傳動：a.主電機功率4.5/5.5kwb.主軸轉(zhuǎn)速3200(4000)r/mi nc.主

4、軸最大扭矩32N m3.4進給運動：a.快進速度：X向3m/minZ向6m/minb.最小進給單位：X向0.0025mmZ向0.005mmc.進給力（額定）：X軸13000NZ軸10000N3.5排刀：a. 根據(jù)特疋零件安排相應(yīng)刀具b. 刀具安裝尺寸：外圓刀具16 16內(nèi)孔刀具一 163.6機床重量：約 1800kg3.7機床外形尺寸（長X寬X高）：1700 1140 1550(mm)4傳動系統(tǒng)的確定和分析d.橫拖板的最大行程300mm4.1主傳動方案的擬定：本機床采用YD型雙速電機+變頻調(diào)速，為提高扭矩，降速比為1:1.24.1.1主軸最高和最低轉(zhuǎn)速的確定:該機床主要用于加工小軸類零件和有色

5、金屬件，這樣就有較高的速度要求 根據(jù)市場調(diào)研和分析：轉(zhuǎn)速 nmax=33003400r/minnmin=190r/mi n4.1.2 主電機功率的確定主電機主要滿足負(fù)荷切削的要求，現(xiàn)假設(shè)如下切削條件：試件：材料：45鋼；熱處理：正火；工件直徑：一 65mm切削速度：V=150m/min切削用量：ap=1.5mm； f=0.3mm/n ； P=200kgf/mma. 主切削力Fz=Pfap=200 0.3 1.5=90kgf=900Nb. 切削扭矩M 切=Fz R=29.25N mc. 切削功率M 切=Fz V=2.25kw該主傳動效率為=0.8貝U N 主 N 切=2.8125kwd. 根據(jù)材

6、料考慮本機床現(xiàn)有一定的轉(zhuǎn)速要求，又有較高的扭矩要求，而該機床定位較低，故選用普通 YDS132S-2/4雙速電機額定輸出功率 4.5/5.5kw，額定轉(zhuǎn)速1440/2900r/min 采用1:1.2降速提高扭矩，并用交流變頻器進行875HZ的低速檔變頻和866HZ的高速檔變 頻，變速比為1:1.2時，主軸轉(zhuǎn)速和輸出扭矩：=32.23N m低速檔：n額=1200r/minn低=192r/mi nn高=1800r/mi n額定扭矩M=19.56N m高速檔:n額=241.6r/mi nn低=386r/mi nn高=3190r/min額定扭矩M=其主軸輸出功率、扭矩見圖1。對于那些對主軸轉(zhuǎn)速要求較高

7、的用戶，我們在設(shè)計中考慮采用調(diào)整其變速比的方法來滿足，即將原降速比1:1.2改為1:1。實際調(diào)整就是將主傳動中皮帶輪的尺寸由.120mm調(diào)整為 -150mm,仍用交流變速器進行8HZ75HZ的低速檔變頻和8HZ70HZ高速檔變頻，額定輸 出功率為 4.5/5.5kw，額定轉(zhuǎn)速 1440/2900r/min。這樣在1:1傳動時主軸低速檔及額定輸出扭矩：n 額=1440r/minn 低=230r/minn 高=1440 1.5=2160r/min=26.86N m主軸高速檔及額定輸出扭矩：n 額=2900r/minn 低=464r/minn 高=4060r/minM 額=16.3N m其主軸輸出功

8、率、扭矩見圖2。4.1.3 三角皮帶輪的校核根據(jù)設(shè)計結(jié)構(gòu)要求，選d1=125m m，考慮皮帶的滑動率；， 則大輪直徑d2=；皮帶滑動率I傳動比 取：=1%; 1=1.2計算得：d2=148.5，取 d2=150mm帶長：L=Dm+2a+=3.14 137.5+2 660+=1752mma.中心距確定：Dm=137.5mmL =12.5mm假定：a=660mm按標(biāo)準(zhǔn)取：Lo=18OOmm貝U:a=18003. 14137. 5122=(1800 - 3. 14137. 5)2 - 812. 5244=683.9mm,取 a=684mmb. 小輪包角：2 .：1 = 180 - : =180 &g

9、t;120ac. 帶速：二=26.5m/s>25m/sn 1：小輪最高轉(zhuǎn)速n=4060r/min由計算所提，機床最高轉(zhuǎn)速時，帶速略超許用帶速，考慮綜合因素，仍選用A型帶，d1=125mmd. 單根V型帶的基本額定功率根據(jù)d1=125mm、n仁1440r/min,由機械設(shè)計手冊第 3冊中的表22.1-13d查得（A 型帶）：N1=1.93kw考慮到傳動比的影響i=1,額定功率的增量 N1由表22.1-13d查得：N=0.13kwe. 帶的根數(shù)：Z=Nc計算功率：Nc=KaN=1.1 5.5=6.05N機床傳遞功率Ka工作情況系數(shù)，考慮到本機床直接傳動運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，無沖擊，故取Ka=1.1.Ni

10、功率增量Ka包角系數(shù)，由表 22.1-10查得Kct=0.99486Kl 帶長系數(shù)，由表 22.仁11查得Kl=0.99Z=2.9取三根A型帶Z=3f. 張緊力：F=q： V型帶每米長質(zhì)量查表q=0.1kg/mF=188.42Ng. 徑向載荷：Q=2 ZF0 Sin=1130.53Sin=1112.8(N)4.1.4主軸直徑的選擇：a. 由于本機床采用的A24主軸，根據(jù)經(jīng)驗取前支承直徑-70mm，因為考慮到最大棒料(通過)為25,取后軸徑一 65mm。b. 求支承的徑向剛度：主軸的輸出扭矩：由扭矩轉(zhuǎn)速圖1可查得：在 nmin=192r/minMmax=35.8N m若取 Dmax=70mm則

11、Fz= =1022.85NFy=0.5Fz=511.4N貝U F=1143.58N受力情況如圖3支承情況如圖4,設(shè)計中根據(jù)需要a=68.5,取-=3，則 l=3a=3 68.5=205.5a由前面計算的切削力，根據(jù)力和力矩的平衡，F(xiàn)(l +a)F:=1524.8NlF = F a =1143.58685=381.2Nl205.5在實際設(shè)計中，根據(jù)經(jīng)驗，前后軸承分別選取哈軸的46114、36114二個自成組軸承和36113二個自成組軸承，這樣前軸既有較高的承載力和能滿足較高的轉(zhuǎn)速要求。因此，向心 推力球軸承間隙為零時的徑向彈性位移量：、0=Qr滾動體上的徑向載荷Qr=Fr軸承徑向載荷，此處為支反

12、力i滾動體列數(shù)Z每列滾動體數(shù)Qr：=217.2NQr =51.6N二向心推力軸承推力角；36接觸角15 ； 46接觸角25dQ：滾動體直徑=7.4m=2.795設(shè)：46114軸承的預(yù)緊量為18m （由工藝推薦）也可以通過相關(guān)樣本查的63113軸承的預(yù)緊量為22m相對位移量：=2.43=7.89從圖 3-5 查得：一：=0.24, 一： =0.2由式 3-2:、1=一： o 得、：1=0.25、o ： =0.24 7.4=1.7m1=02 o =0.2 2.79=0.558m支承的彈性位移即包括軸承的位移，同時也包括了軸承外徑與箱體孔的接觸變形和軸承 內(nèi)徑和軸的接觸變形。查哈軸樣本：C46114

13、、D36113軸承與箱體孔的裝配過盈量： 1=0.Lm， 'i1=0.m由公式從圖 3-6 查得：K: 1=0.2，K -1=0.2代入式：F外載荷（N）K 系數(shù)，由過盈量杳圖3-6得b軸承寬度（mm）d軸承外徑：2=1.387m2=0.415m軸承C46114、D36113與軸的裝配過盈量：2=4.5丄m，匚2=0m由公式 從圖3-6查得：K： 2=0.17，K '1=0.2、：3=1.1795、3=0.415"m由以上計算可以得出本主軸組前支承、后支承的綜合徑向剛度:K ：=357.4N/cmK '-=N/cmc. 求最佳跨距=1.29,1當(dāng)主軸當(dāng)量外徑

14、D當(dāng)=67.5mm,當(dāng)量內(nèi)徑d當(dāng)=48時，慣量矩1=0.05= 1.2查圖3-32,- 曲線可查得： =3.3貝U: Lo=3.3a=3.3 68.5=22.605本設(shè)計取a=67,跨距210mm由以上計算可以看出選a=67,跨距210mm,能夠滿足主軸的最佳跨距和剛度的要求 以上計算公式均取自大連工學(xué)院戴曙主編的金屬切削機床計算。4.1.5軸承壽命的計算主軸受力分析如下圖5。a. 假設(shè)切削零件：試件尺寸：一 25 100mm=1.3kg夾頭體重量：G= V=7.8 3.14b. 設(shè)計使用時間th設(shè)機床每天工作15h,每年使用300天，使用年限8年，在全部使用期間內(nèi)切削時間占70%,則:th=

15、15 300 8 70%=25200 小時c. 計算平均轉(zhuǎn)速ne由于本機床是1904000r/min范圍內(nèi)調(diào)速，因此需要計算平均轉(zhuǎn)速，設(shè)機床的總運轉(zhuǎn)時 間為1，則在各種轉(zhuǎn)速下所占機床的總運動時間列表如表1。表 1常用轉(zhuǎn)速r/min40060090012001500180021002500300035004000與機床總運轉(zhuǎn)時間之比0.10.10.10.10.150.150.10.10.050.040.01ne=1595r/mind. 平均切削力計算：在以上常用轉(zhuǎn)速下加工零件時主軸所受的主切削力見表2表 2常用轉(zhuǎn)速r/mi n40060090012001500180021002500300035

16、004000走刀深度(mm)1.81.510.80.50.50.50.50.50.30.3走刀量(mm)0.30.30.30.30.30.30.30.30.30.20.2主切削力kg f10890604830303030124.84.8材料鋼件有色金屬件F=pap fP單位切削量的切削力鋼為200kg f/mm，有色金屬為 80kg f/mm - 平均主切削力 Fze=45.76kgf平均切削分力 Fye=0.5 Fze=22.88kgf根據(jù)力矩平衡原理，求、一：支承處的支反力G在二、：支承的分力：受力分析如圖6F ： g=1.9kg=19NF ：G=1.9-1.3=0.6kg=6NQ在八支承

17、上的分力（Q為皮帶張緊時，作用在主軸上的張緊力）。根據(jù)前面皮帶校核，皮帶張緊時的作用主軸上的張緊力Q=112.8N,受力分析如圖7=699.5NF Q=1812.3N主切削力在、1支承上的支反力（Fze）,受力分析如圖8F ： ze=2Fze=2 45.76kg=915NF ：ze=915-457.6=457.4N切削分力在八支承上的支反力:=2Fy=2 22.88=45.76kg=457.6NF ：y=F: y-Fy=228.2N根據(jù)以上計算: > -兩支承所受的總支反力如圖9所示圖9F ： =F ： q+F ： ze-F ： g=1595.5NF 匕F ：q+F ：ze-F ：g=1

18、812.3+457.4-6=2263.7NF：=1659.8NF =12275.2Ne. 軸承壽命計算:Lh=ne平均計算轉(zhuǎn)速P軸承支反力（此處 F-、F -）前軸承（：支承）:支承是一個46114和一個36114自成組軸承，額定負(fù)荷取46114軸承的額定負(fù)荷Lh ： =79904.8h>30000h后軸承取2個36113自成組軸承 C=28.6KNLh '=20755.6(h)通過計算，后軸承若采用36113軸承，其壽命不能滿足要求，因此，后軸承重選，采用2個36213自成組軸承。C=56.1KN貝U: Lh '=15664.86(h)>30000h4.2伺服系統(tǒng)

19、的確定本機床X、Z的進給均采用SIEMENS公司的802S數(shù)控系統(tǒng)的交流步進電機，X、Z軸 的絲桿均采用25mm直徑，螺距均為5mm, X軸軸承2個46104自成組，Z軸選用3個46204 三個自成組，并分別采用施加預(yù)緊力來消除絲桿間隙，以提高其剛度。5.2.1傳動比和進給速度計算：根據(jù)以往數(shù)控機床設(shè)計經(jīng)驗，選步進電機，電機技術(shù)參數(shù)如表3示。表 3型號重量(kg)頻距角(取大靜扭矩(N m)空載啟動頻率(kpps)運行頻率(kpps)轉(zhuǎn)動慣量(kgf cms：)110BYG-550A5.60.3663.5600.00146110BYG-550B7.20.3693.5600.00146a. X向

20、傳動比計算:i=; ®步距角；S絲桿導(dǎo)程；A脈沖當(dāng)量為了保證機床有一定的加工精度，取20.0025mm則 i=2取 Z1=20，則 Z2=iZ1=40b.進給速度計算：根據(jù)該電機的頻一距特性曲線(802S步進電機樣本)取 H =10kpps=10000HZV =V j=1.5m/min這樣快進速度太慢，由 H-m特性曲線，取H=20kpps=20 10 HZV=6m/min這樣 Vj= =3m/min由以上計算，再根據(jù)H-m特性曲線，X向采用1:2降速，即提高了其進給精度，又提高進給 扭矩。雖進給速度降低，但對此排刀數(shù)控機床不存在刀具的換位，讓刀空行程較少，效率高， 因此Vj=3m/

21、min足夠了。c. Z向傳動比的計算:i= ; ®步距角；S導(dǎo)程；心一一脈沖當(dāng)量取=0.005mm；貝U i=1Z向采用直接傳動，從而減少了中間傳動環(huán)節(jié)，提高傳動的精度。d. 進給速度的計算：根據(jù)其H-m特性曲線(SIEMENS電機樣本)Vj=6m/min由圖線可知電機在此速度下快進，仍有較高的扭矩。422慣量匹配計算：工作臺折算到電機軸上的慣量：J=Ji+Js+J 其它J絲桿的轉(zhuǎn)動慣量Ji 移動部件轉(zhuǎn)化到絲桿上的慣量慣量匹配的計算，主要用以檢查負(fù)載慣量對系統(tǒng)的靈敏度和加速度，如果負(fù)載慣量過大,則電機加速時間較長。若負(fù)載發(fā)生變化，則加速時間也將發(fā)生變化，因此要負(fù)載慣量與電機 的慣量要

22、合理匹配。一般負(fù)載慣量與電機慣量 Jm之比應(yīng)滿足 <J<1，計算見表4。表 4慣量Z向X向移動部件的慣量轉(zhuǎn)化JI =Ji=到絲桿的慣量(JI)kg m2=0.000142=0.0002349Js=Js=滾珠絲桿的轉(zhuǎn)動慣量(Js)kg m2=0.0001928=0.0001853其它零件的轉(zhuǎn)動慣量(Jj)kg m Jj=0.0007Jj=0.0005折算到電機軸上的負(fù)載慣量(JL)kg m1Jl=Ji+Js+J=0.001035Jl=+(Js+JI產(chǎn)=0.00060505=0.71=0.414通過表4計算，可見本機床選用的此兩電機均可滿足<J<1的條件，故選擇為合理。42

23、3電機轉(zhuǎn)矩匹配的計算:由于數(shù)控機床對動態(tài)響應(yīng)特性要求較高，所以電機的轉(zhuǎn)矩主要用來產(chǎn)生加速度。M=Mamax+Mf+MoMamax空載啟動時折算到電機軸上的加速度力矩M f折算到電機軸上的摩擦力矩Mo由絲桿預(yù)緊時折算到電機軸上的附加摩擦力矩Mamax=kgf mJr： kg m -Mf=kgf mMo=kgf mT系統(tǒng)響應(yīng)時間常數(shù)nmax電機最大轉(zhuǎn)速（r/min）Fo導(dǎo)轉(zhuǎn)摩擦力（kgf）S絲桿導(dǎo)程（mm）傳動鏈效率，一般=0.80.85Po滾軸絲桿的預(yù)加載荷o滾珠絲桿預(yù)緊時的效率，0=0.9Jr=jL+jMT為 ，KS為系統(tǒng)開環(huán)增益，KS值越大機床靈敏度越高，但 KS值大到一定程度時，由于系統(tǒng)的

24、靈敏度過高而使系統(tǒng)的運動部件慣量過大，從而影響定位精度。對一般數(shù)控機床取KS=825。本機床取KS=10。根據(jù)以上公式計算X、Z向的加速力矩，忽略 Mo、Mf的影 響，貝U:=1.23Nm<=3.1N m<通過以上計算，本機床電機匹配合適。進給部份主要運動參數(shù)如表5表 5數(shù)項目、脈沖當(dāng)量（mm）電機最咼轉(zhuǎn)速（r/min）最大進給速度（mm/min）橫向（X）0.00256003000縱向（Z）0.00512006000424加速能力計算:系統(tǒng)要求的最大加速度：=1m/s-=2m/s上滑板能達(dá)到的最大加速度：ax=4.84m/s>amax十字拖板能達(dá)到的最大加速度：az=2.8

25、7m/s >Qmax因ax>amax、az>amax因此本機床能夠達(dá)到加速性能要求。425進給力的計算：a. X向進給力的計算：X向電機能夠提供的最大靜扭矩為 6N m,經(jīng)1:2降速，機械效率0.9,貝U Fx=6782.4 2=13564.8NFx的最大值主要在機床進行粗切端面時出現(xiàn)，假設(shè)下列切削條件：刀具材料：YT5車刀，Kr=90切削用量：t=2m, f=0.3, Cpy=141工件材料：結(jié)構(gòu)鋼，二b=65kg/mm-Fgx=1050NFx>Fgx，電機滿足要求。b. Z向進給力的計算：Z向電機能夠提供的最大靜扭矩 9Nm,機械效率 為0.9,則 Fz=10173

26、.6NFz的最大進給力主要用于孔加工，假定下列切削條件:鉆孔直徑：.一 15mm走刀量：S=0.15mm主軸轉(zhuǎn)速：n=300r/mi n刀具材料：工具鋼工件材料：結(jié)構(gòu)鋼，匚b=65kg/mm-Fgz=4615NFy>Fgz,故Z向電機滿足要求。4.2.5絲桿的預(yù)拉伸量計算：本機床通過對機床絲桿進行預(yù)拉伸來消除加工過程中由于絲桿的熱變形對加工精度的影 響，并進一步提高絲桿的剛度。a. X軸絲桿方向目標(biāo)值的確定：絲桿的熱膨脹變形：lL=： L dt=0.019332mmG絲桿的熱膨脹系數(shù)，三廠Ct絲桿與床身之間的溫升，二t=3 CL絲桿兩鎖緊螺母之間的距離根據(jù)以往經(jīng)驗，考慮到絲桿除環(huán)境溫度的變化而引起絲桿變形外，還有其它因素的影響, 取絲桿的預(yù)拉伸量為0.035mm。因絲桿螺紋整個絲桿部分全長為 67.9%,則絲桿的方向目標(biāo) 值為-0.025mm。b. Z軸絲桿方向目標(biāo)值的確定：絲桿的熱膨脹變形：= L=： L 4=0.0222mm取預(yù)拉伸量為0.04mm,螺紋占絲桿全長的60.1%、0.04 60.1%，則方向目標(biāo)值為-0.025。5設(shè)計原則5.1采用成熟的結(jié)構(gòu)和技術(shù)5.2盡可能采用通用部件，以減少制造成本、生產(chǎn)