C168数控车床传动系统设计Word格式.docx
《C168数控车床传动系统设计Word格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《C168数控车床传动系统设计Word格式.docx（18页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
数控装置的设计方案通常有：
（1）可以全部自己设计制作
（2）可以采用单板机或STD模块或工控机改制
（3）可以选用现成的数控装置作少量的适应化改动
在普通机床的经济型数控改造中，由于第一种设计周期较长且不经济，同时质量也难于保证。
第二种则更加不经济。
所以不课程设计将采取第三钟方案。
3.3机械改造部分的设计
3.3.1数控系统运动方式的确定
数控系统按其运动轨迹可分为：
点位控制系统、连续控制系统。
点位控制系统只要求控制刀具从一点移到另外一点的位置，而对于运动轨迹原则上不加控制。
连续控制系统能对两个或两个以上坐标方向的位移进行严格的不间断的控制。
由C618车床要加工复杂轮廓零件，所以本微机数控系统采用连续控制系统。
3.3.2伺服进给系统的设计改造
（1）闭环控制方案的优点是可以达到和好的机床精度，能补偿机械传动系统中的各种误差，消除间隙、干扰等对加工精度的影响。
（2）半闭环控制系统由于调速范围宽，过载能力强，又采用反馈控制，因此性能远优于以步进电动机驱动的开环控制系统。
但是，采用半闭环控制其调式比开环要复杂，设计上也要有其自身的特点，技术难度较大。
（3）开环控制系统中没有位置控制器及反馈线路，因此开环系统的精度较差，但其结构简单，易于调整，所以常用于精度要求不高的场合。
经过上序比较，由于所改造的C618车床的目标加工精度要求不高，所以决定采用开环控制系统。
在普通机床的经济型数控改造中，由于第一种设计周期较长且不经济，同时质量也难于保证。
3.4机械改造部分的设计
3.4.1主传动部分的改造设计
将原机床的主轴电动机换成变频调速电动机，无级调速部分由变频器控制。
将原机床的主轴手动变速换成有电磁离合器控制的主轴变速机构。
改造后使其主运动和进给运动分离，主轴电动机的作用只是带动主轴旋转。
3.4.2进给机构的改造
将原机床的挂轮机构、进给箱、溜板箱、滑动丝杠、光杠等全部拆除。
纵向、横向进给以步进电动机作为驱动元件经一级齿轮减速后，由滚珠丝杠传动。
3.4.3其它部件的改造
刀架部分：
拆除原手动刀架和小拖板，安装由微机控制的四工位电动机刀架，该刀架具有重复定位精度高、刚性好、使用寿命长、工艺性好等优点。
经总体设计方案的论证后，确定的C618的车床经济型数控改造的总体方案示意图如图所显：
C618车床的主轴转速部分采用了变频调速交流异步电机，有级变速部分采用电磁离合器控制机构；
车床的纵向和横向进给运动采用步进电机驱动，经步进电机驱动，齿轮减速后带动滚珠丝杠转动，从而实现纵向、横向进给运动；
刀架改成由微机控制，经电机驱动的自动转位刀架。
为保持切削螺纹的功能，需安装主轴脉冲发生器。
4车床的数控改造设计
改造后的C618数控车床的主传动系统的作用就是产生不同的主轴切削速度以满足不同的加工条件要求。
4.1主传动系统作用
数控机床主传动系统的作用就是产生不同的主轴切削速度以满足不同的加工条件要求。
4.2对主传动系统的基本要求
（1）有较宽的调速范围，可增加数控机床加工适应性，便于选择合理切削速度使切削过程始终处于最佳状态。
（2）有足够的功率和扭矩，使数控加工方便实现低速时大扭矩，高速时恒功率，以保证加工高效率。
（3）有足够的传动精度，各零部件应具有足够精度、刚度、抗振性，使主轴运动高精度，从而保证数控加工高精度。
（4）噪声低，运动平稳，使数控机床工作环境良好、宜人。
4.3主传动系统的变速方式
4.3.1采用变速齿轮传动
采用少数几对齿轮降速，用液压拨叉自动变速，电机主轴仍为无级变速，并实现主轴的正反启动、停止、制动。
该方式扭矩大，噪声大，一般用于较低速加工。
4.3.2采用同步齿形带传动
采用直流或交流主轴伺服电机，由同步齿形带传动至主轴，该方式主轴箱及主轴结构简单，主轴部件刚性好；
传动效率高、平稳、噪声小；
不需润滑；
但由于输出扭矩小，低速性能不太好，在中档机床中应用较多。
4.3.3采用主轴电机直接驱动
亦称一体化主轴、电主轴，由主轴电机直接驱动，电机、主轴合二为一，主轴为电机的转子。
该方式处理好散热、润滑非常关键，一般应用于高速机床。
5进给伺服机构机械部分的设计计算
5.1
选择脉冲当量
根据机床精度要求确定脉冲当量，
纵向：
0.01mm/步，
横向：
0.005mm/步（半径）
5.2计算切削力
5.2.1纵车外圆
主切削力FZ（N）按经验公式估算：
FZ=0。
67Dmax1。
5=0。
67*4001。
5=5360
按切削力各分力比例：
FZ/FX/FY=1/0.25/0.4
FX=5360×
0.25=1340
FY=5360×
0.4=2144
5.2.2横切端面
主切削力FˊZ（N）可取纵切的0.5
FˊZ=0.5FZ=2680
此时走刀抗力为FˊY（N），吃刀抗力为Fˊx（N）。
仍按上述比例粗略计算：
FˊY=2680×
0.25=670
FˊX=2680×
0.4=1072
5.3滚珠丝杆螺母副的计算和选型
5.3.1纵向进给丝杆
（1）计算进给牵引力Fm（N）
纵向进给为综合型导轨
Fm=KFx+fˊ（Fz+G）
=1.158×
1340+0.16×
（5360+800）
=2530
式中K—考虑颠复力距影响的实验系数，综合导轨取K=1.15；
fˊ—滑动导轨摩擦系数：
0.15—0.18；
G—溜板及刀架重力：
G=800N
（2）计算最大动负荷C
（3）C=3√LfWFM
L=60×
n×
t/106
N=1000×
Vs/Lo
式中
Lo—滚珠丝杆导程，初选L=6mm；
Vs—最大切削力下的进给速度，可取最高进给速度的（1/2—1/3），此处Vs=0.6m/min
T—使用寿命，按15000h；
fw—运转系数，按一般运转取F=1.2—1.5；
L—寿命、以106为一单位。
n=1000Vs/Lo=1000×
0.6×
0.5/6=50r/min
L=60×
N×
T/106=60×
60×
15000/106=45
C=3√LfwFm=3√45×
1.2×
2530=10798.7N
（3）滚珠丝杆螺母副的选型
查阅表，可用W1L400b外循环螺纹调整预紧的双螺母滚珠丝杆副，1列2.5圈，其额定动负载为16400N，精度等级按表4-15选为3级（大致相当老标准E级）。
（4）传动效率计算
η=tgγ/tg（γ+φ）
试中γ—螺旋升角，W1L400bγ=2º
44ˊ
φ—摩擦角10ˊ滚动摩擦系数0.003--0.004
=tg2º
44ˊ/tg（2º
44+10ˊ）=0.94
5.3.2刚度验算
最大牵引力为2530N。
支撑间距L=1500mm螺母及轴承均进行预紧，预紧力为最大轴向负荷的1/3。
A.丝杠的拉伸或压缩变形量δ1
根据Pm=2530N，D0=40mm，查出ΔL/L=1.2×
10-5
可算出：
δ1=δL/L×
1500=1.2×
10-5×
1500=1.8×
10-2
由于两端采用向心推力球轴承，且丝杆又进行了预拉伸，故其拉压刚度可以提高4倍。
其实际变形量δ1（mm）为：
δˊ1=0.25×
10-2
B．滚珠与螺纹滚道间接触变形δq
W系列1列2.5圈滚珠和螺纹滚道接触变形量δq.
δq=6.4µ
m
因进行了预紧，δ2=0.5δq=0.5×
6.4=3.2µ
C．支承滚珠丝杆轴承的轴向接触变形δ3
采用8107型推力球轴承，d1=35mm，滚动体直径dq=6.34mm，滚动体
数量Z=18，δc=0.0024×
3√Fm2/（dq×
Z2）
=0.0024×
3√2532/（6.35×
182）
注意，此公式中Fm单位为kgf
应施加预紧力，故δ3=0.5δ=0.5×
0.0075=0.0038mm
根据以上计算：
δ=δ1+δ2+δ3=0.0045+0.0032+0.0038=0.0115mm＜定位精度
（5）稳定性校核
滚珠丝杆两端推力轴承，不会产生产生失稳现象不需作稳定性校核。
5.3.3横向进给丝杆
1）计算进给牵引力Fˊm
横向导轨为燕尾形，计算如下：
Fˊm=1.4×
Fˊy+fˊ（Fz+2Fˊx+Gˊ）=1.4×
670+0.2×
（2680+2×
1072+600）≈2023N
n=1000×
V3/L0=1000×
0.3×
0.5/5=30
30×
15000/106
C=3√LfwFˊm=3√27×
2030=7283N
（3）选择滚珠丝杠螺母副
从附录A表3中查出，W1L20051列2.5圈外循环螺纹预紧滚珠丝杠副，额
定动载荷为8800N，可满足要求，选定精度为3级。
η=tgγ/tg（γ+φ）=tg4º
33ˊ/tg（4º
33ˊ+10ˊ）=0.965
（5）刚度验算
横向进给丝杠支承方式如图所示，最大牵引力为2425N，支承间距L=450mm，因丝杠长度较短，不需预紧，螺母及轴承预紧。
计算如下：
A.丝杠的拉伸或压缩变形量δ1（mm）
查图4-6，根据Fˊm=2032N，D0=20MM，查出δL/L=5×
10ˉ5
可算出
δ1=δL/L×
L=4.2×
10‐5
×
450=1.89×
10‐2mm
显然系统应进行预拉伸，以提高刚度
故δˊ=0.25δ1=4.7×
10—3
B.滚珠与螺纹滚道间接触变形
查资料（《机床数控改造设计与实例[M]．1版》，）.δq=8.5μm
因进行了预紧δ2=0.5δq=0.5×
8.5=4.25μm
C.支承滚珠丝杠轴承的轴向接触变形
采用8103型推力球轴承，dq=5
Z=13d=17mmδc=0.00243√Fm2/（dq×
=0.00243√202.3/5×
132=1.3×
10ˉ3
考虑到进行了预紧，故δ3=0.5δc=0.5×
1.3×
10ˉ3=6.5×
10–4
综合以上几次变形量之和得：
δ=δˊ1δ2δ3=4.7×
10¯
3+4.25×
3=0.0096＜0.015（定位精度）
（6）稳定性校核
滚珠丝杠两端推力轴承，不会产生失稳现象不需作稳定性校核。
5.4传动比计算
5.4.1纵向进给齿轮箱传动比计算
已确定纵向进给脉冲当量δp=0.01，滚珠丝杠导程L0=6mm，初选步进电机步距角0.75。
可计算出传动比i=360δp/
θbL0
=390×
0.01/0.75×
6=0.8
可选定齿轮齿数为：
I=Z1/Z2Z1=32，Z2=40，或Z1=20，Z2=25
5.4.2横向进给齿轮箱传动比计算
已确定横向进给脉冲当量δp=0.005，滚珠丝杠导程L0=5mm，初选步进电机步距角0.75º
。
可计算出传动比i
I=360δp/
θbL0=360×
0.005/0.75×
5=0.48
考虑到结构上的原因，不使大齿轮直径太大，以免影响到横向溜板的有效行程，故此处可采用两级齿轮降速：
i=Z1Z2/Z3Z4=3×
4/5×
5=24×
20/40×
25
Z1=24，Z2=40，Z3=20，Z4=25
因进给运动齿轮受力不大，模数m取2。
有关参数参照下表：
齿数
32
40
24
20
分度圆
D=mz
64
80
48
50
齿顶数
da=d+2m
68
84
52
44
54
齿根数
df=d-21.25m
59
75
43
35
45
齿宽
（6--8）m
中心距
A=（d1+d2）/2
72
5.5步进电机的计算和选型
（1）等效传动惯量计算
方法计算如下，传动系统折算到电机轴上的总传动惯量JΣ（kg•cm2）可有下式计算：
JΣ=Jm+J1+（Z1/Z2）2〔（J2+Js）+G/g（L0/2π）2〕
式中：
Jm—步进电机转子转动惯量（kg•cm2）
J1，J2—齿轮Z1、Z2的转动惯量（kg•cm2）
Js—滚珠丝杠传动惯量（kg•cm2）
参考同类型机床，初选反应式步进电机150BF，其转子转动惯量Jm=10（kg•cm2）
J1=0.78×
103×
d14·
L1=0.78×
6.42×
2=2.6kg•cm2
J2=0.78×
d24·
L2=0.78×
82×
2=6.39kg•cm2
Js=0.78×
44×
150=29.952kg•cm2
代入上式：
=10+2.62+（32/40）2〔（6.39+29.592）+800/9.8（0.6/2π）2〕=36.355kg•cm2
考虑步进电机与传动系统惯量匹配问题。
Jm/JΣ=10/36.355=0.275
基本满足惯量匹配的要求和运行矩频特性。
5.1.3计算步进电机空载起动频率和切削时的工作频率
Fk=1000Vmax/60δp=1000×
2.4/60×
0.01=4000Hz
Fe=1000Vs/60δp=1000×
0.6/60×
0.01=1000Hz
从表中查出150BF002型步进电机允许的最高空载起动频率为2800Hz运行频率为8000Hz,再从有关手册中查出150BF002型步进电机起动矩频特性和运行矩频特性曲线。
当步进电机起动时，f起=2500时，M=100N·
cm,远远不能满足此机床所要求的空载起动力矩（782N·
cm）直接使用则会产生失步现象，所以必须采用升降速控制（用软件实现），将起动频率降到1000Hz时，起动力矩可增加到5884N·
cm，然后在电路上再采用高低压驱动电路，还可将步进电机输出力矩扩大一倍左右。
当快速运动和切削进给时，150BF002型步进电机运行矩频特性完全可以满足要求。
（2）电机力矩计算
机床在不同的工况下，其所需转距不同，下面分别按各阶段计算：
A.快速空载启动力矩M起
在快速空载起动阶段，加速力矩占的比例较大，具体计算公式如下：
M起=Mamax+Mf+Ma
Mamax=JΣ·
ε=JΣnnax×
102/（60×
ta/2π）
=JΣ×
2π·
nmax×
ta）
nmax=νmax·
θb/δp·
360
将前面数据代入，式中各符号意义同前。
360=2400×
0.75÷
（0.01×
360）=500r/min
启动加速时间ta=30ms
Mamax=JΣ×
=36.355×
2π×
500×
0.03）
=634.5N·
cm
折算到电机轴上的摩擦力距Mf：
Mf=FOL0/2πηi=f¹
（Pz+G）×
L0/（2πηZ2/Z1）
=0.16×
（5360+800）×
0.6/（2π×
0.8×
1.25）=94N·
附加摩擦力距M0
MO=FPOL0（1-η02）/2πηi=1/3×
Ft×
L0（1-η02）/（2πηZ2/Z1）
=1/3×
2530×
（1-0.92）/（2π×
1.25）
=805.3×
0.19=15.3N·
上述三项合计：
M起=Mamax+Mf+Ma=634.5+94+15.3=743.8N·
B．快速移动时所需力矩M快。
M快=Mf+M0=94+15.3=109.3N·
C．快速切削负载时所需力矩M切
M切=Mf+M0+Mt=Mf+M0+FOL0/2πηi
=94+15.3+1340×
1.25）=94+15.3+127.96=237.26N·
从上面计算可以看出，M起、M快和M切三种工况下，以快速空载起动所需力矩最大，以此项作为初选步进电机的依据。
从有关手册[《[机床数控改造设计与实例[M]》]查出，当步进电机为五相十拍时
λ=Mq/Mjmax=0.951
最大静力矩Mjmax=743.8/0.951=782N·
按此最大静力矩从有关手册中查出[3]，150BF002型最大静转矩为13.72N·
m。
大于所需最大静转矩，可作为初选型号，但还需进一步考核步进电机起动矩频特5.2.3计算步进电机空载起动频率和切削时的工作频率
由110BF003型步进电机的技术参数可知其最高空载起动频率为1500Hz，运行频率为7000Hz。
根据110BF003型电机的起动距频特性和运行矩频特性曲线可以看出，当步进电机起动时F=1500Hz，M=98N·
cm，小于机床所需的起动力矩（184.4N·
cm），直接使用会产生失步现象，所以必须采用升降速控制（用软件实现）。
将起动频率将为1000Hz时，既可满足要求。
当机床快速起动和切削进求[4]。
进给时，则完全满足运行矩频要求。
6同步带传动设计
在车床改造时中，步进电动机与四缸传动副之间装有减速机构，通过减速机构可得到所需的脉冲当量和增大的驱动力矩。
减速机构采用同步齿形带传动机构，同步齿形带传动相对齿轮传动是一种新型的带传动，其利用同步带的齿型与带轮的轮齿传递运动，无相对滑动，无噪声，无需润滑，传动精度和效率高，同步带传动的带速高达40~80m/s.传递功率可达100KW，传动比可达10~20，传动效率98%。
因此在这次数控改造中我们采用同步齿形带来传递运动。
如表1
表1
1
模数
根据表1.12
m=4
2
查表1.3选z=18
3
带轮节圆直径
d=75
4
带速
V’=200mm/s
5
210〈a<
600取a=500
6
带长
L=300
7
小带轮啮合齿数
a=60
8
带宽
c=120
结论
根据《自动化制造系统》，可行性论证使用户建造自动化制造系统项目前所进行的技术和经济性分析报告，是上级主管部门审定和批准立项的基本依据。
同样，在进行普通车床的经济型数控改造之前进行合理的、科学的可行性论证是必要的。
根据传统的论证方法，普通车床的经济型数控改造的可行性论证应围绕以下几个方面进行，即企业生产经营现状及存在的问题分析，企业生产经营目标，改造的基础条件、目标、技术方案、投资概算、效益分析，改造后车床的实施计划，结论等。
本改造设计是对普通车床C618进行经济型数控改造。
在改造设计中，采用的是广州数控设备厂生产的GSK980T型数控系统，加上两台伺服电机，两套滚珠丝杠副和相配的传动部分以及齿轮副，一台变频调速电动机，四个电磁离合器以及主传动部分的齿轮副。
这样设备改造费用和旧设备费用总计不会超过15万元。
因此，对普通车床作经济型数控改造适合我国国情，是国内企业提高车床的自动化能力和精密程度的有效选择。
它具有一定的典型性和实用性。
参考文献
[1]李福生.实用数控机床技术手册[M].北京：
北京出版社，1993.
[2]龚炳铮.机电一体化技朮应用实例[M].北京：
机械工业出版社，1994.
升级会员 