数控车床总体设计及主轴箱设计Word格式文档下载.doc

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1.2CK6140数控卧式车床的总体方案论证与拟定 5

1.2.1CK6140数控卧式车床的拟定 5

第二章主轴箱部分设计计算说明 7

2.1主运动部分计算 7

2.1.1参数的确定 7

2.1.2传动设计 8

2.1.3转速图的拟定 10

2.1.4带轮直径和齿轮齿数的确定 14

第三章控制系统设计 36

3.1绘制控制系统结构框图 36

3.2选择中央处理单元（CPU）的类型 37

3.4 

I/O接口电路及辅助电路设计 39

小结 43

参考文献 44

序言

数控机床是以数字化的信息实现机床控制的机电一体化产品，它把刀具和工件之间的相对位置，机床电机的启动和停止，主轴变速，工件松开和夹紧，刀具的选择，冷却泵的起停等各种操作和顺序动作等信息用代码化的数字记录在控制介质上，然后将数字信息送入数控装置或计算机，经过译码，运算，发出各种指令控制机床伺服系统或其它的执行元件，加工出所需的工件。

数控机床与普通机床相比，其主要有以下的优点：

1.适应性强，适合加工单件或小批量的复杂工件；

在数控机床上改变加工工件时，只需重新编制新工件的加工程序，就能实现新工件加工。

2.加工精度高；

3.生产效率高；

4.减轻劳动强度，改善劳动条件；

5.良好的经济效益；

6.有利于生产管理的现代化。

可以预料，今后，机床的经济型数控化改造将迅速发展和普及。

所以说，本毕业设计实例具有典型性和实用性。

第一章总体方案

1.1CK6140的现状和发展

自第一台数控机床在美国问世至今的半个世纪内，机床数控技术的发展迅速，经历了六代两个阶段的发展过程。

其中，第一个阶段为NC阶段；

第二个阶段为CNC阶段，从1974年微处理器开始用于数控系统，即为第五代数空系统。

在近20多年内，在生产中，实际使用的数控系统大多是这第五代数控系统，其性能和可靠性随着技术的发展得到了根本性的提高。

从20世纪90年代开始，微电子技术和计算机技术的发展突飞猛进，PC微机的发展尤为突出，无论是软硬件还是外器件的进展日新月异，计算机所采用的芯片集成化越来越高，功能越来越强，而成本却越来越低，原来在大，中型机上才能实现的功能现在在微型机上就可以实现。

在美国首先推出了基于PC微机的数控系统，即PCNC系统，它被划入为所谓的第六代数控系统。

下面从数控系统的性能、功能和体系结构三方面讨论机床。

数控技术的发展趋势：

1.性能方面的发展趋势

（1）.高速高精度高效

（2）.柔性化

（3）.工艺复合和轴化

（4）.实时智能化

2.功能发展方面

（1）.用户界面图形化

（2）.科学计算可视化

（3）.插补和补偿方式多样化

（4）.内置高性能PLC

（5）.多媒体技术应用

3.体系结构的发展

（1）.集成化

（2）.模块化

（3）.网络化

（4）.开放式闭环控制模式

1.2CK6140数控卧式车床的总体方案论证与拟定

1.2.1CK6140数控卧式车床的拟定

1.CK6140数控卧式车床具有定位，纵向和横向的直线插补功能，还能要求暂停，进行循环加工等，因此，数控系统选取连续控制系统。

2.CK6140数控卧式车床属于经济型数控机床，在保证一定加工精度的前提下，应简化结构、降低成本，因此，进给伺服系统应采用步进电机开环控制系统。

3.根据设计所给出的条件，主运动部分z=18级，即传动方案的选择采用有级变速最高转速是2000r/min，最低转速是40r/min，。

4.根据系统的功能要求，微机控制系统中除了CPU外，还包括扩展程序存储器，扩展数据存储器，I/O接口电路，包括能输入加工程序和控制命令的键盘，能显示加工数据和机床状态信息的显示器，包括光电隔离电路和步进电机驱动电路。

此外，系统中还应该包括脉冲发生电路和其他辅助电路。

5.纵向和横向进给是两套独立的传动链，它们由步进电机，齿轮副，丝杆螺母副组成，它的传动比应满足机床所要求的。

6.为了保证进给伺服系统的传动精度和平稳性，选用摩擦小，传动效率的滚珠丝杆螺母副，并应有预紧机构，以提高传动刚度和消除间隙。

齿轮副也应有消除齿侧间隙的机构。

7.采用滚动导轨可以减少导轨间的摩擦阻力，便于工作台实现精确和微量移动，且润滑方法简单。

（附注：

伺服系统总体方案框图1.1）

图1.1伺服系统总体方案框图

第二章主轴箱部分设计计算说明

2.1主运动部分计算

2.1.1参数的确定

一.了解车床的基本情况和特点---车床的规格系列和类型

1.通用机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。

2.车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）：

最大的工件回转直径D（mm）是400；

刀架上最大工件回转直径D1大于或等于200；

主轴通孔直径d要大于或等于36；

主轴头号（JB2521-79）是6；

最大工件长度L是750～2000；

主轴转速范围是：

32～1600；

级数范围是：

18；

纵向进给量mm/r0.03～2.5；

主电机功率（kw）是5.5～10。

二.参数确定的步骤和方法

1.极限切削速度umax﹑umin

根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：

工序种类﹑工艺要求刀具和工件材料等因素。

允许的切速极限参考值如《机床主轴变速箱设计指导书》。

然而，根据本次设计的需要选取的值如下：

取umax=300m/min；

umin=30m/min。

2.主轴的极限转速

计算车床主轴的极限转速时的加工直径，按经验分别取（0.1～0.2）D和（0.45～0.5）D。

由于D=400mm，则主轴极限转速应为：

nmax=r/min………………………………2.1

=2000r/min；

nmin=r/min……………………………2.2

=40r/min；

3.主电机功率—动力参数的确定

合理地确定电机功率N，使用的功率实际情况既能充分的发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。

目前，确定机床电机功率的常用方法很多，而本次设计中采用的是：

估算法，它是一种按典型加工条件（工艺种类、加工材料、刀具、切削用量）进行估算。

根据此方法，中型车床典型重切削条件下的用量：

根据设计书表中推荐的数值：

取P=5.5kw

2.1.2传动设计

一.传动结构式、结构网的选择

结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效，可考虑到本次设计的需要可以参考一下这个方案。

确定传动组及各传动组中传动副的数目

级数为Z的传动系统有若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3…个传动副。

即

Z=Z1Z2Z3………………………………2.4

传动副数由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子:

Z=………………………………2.5

可以有几种方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已经选定了的和本次设计所须的正确的方案列出，具体的内容如下：

传动齿轮数目2x（3+3+2）+2x2+1=21个

轴向尺寸19b

传动轴数目6根

图2.1总的传动系统

二.组传动顺序的安排

18级转速传动系统的传动组，可以安排成：

3x3x2，2x3x3，或3x2x3

选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。

在Ⅰ轴上摩擦离合器时，应减小轴向尺寸，第一传动组的传动副不能多，以2为宜，本次设计中就是采用的2，一对是传向正传运动的，另一个是传向反向运动的。

主轴对加工精度、表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2，或者用一个定比传动副。

三.传动系统的扩大顺序的安排

对于18级的传动可以有三种方案，准确的说应该不只有这三个方案，可为了使结构和其他方面不复杂，同时为了满足设计的需要，选择的设计方案是：

18=3［1］3［3］2［9］

传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致，在此设计中，扩大顺序和传动顺序就是一致的。

这种扩大顺序和传动顺序一致，称为顺序扩大传动。

四.传动组的变速范围的极限植

齿轮传动副最小传动比umin≥，最大传动比umax≤2，决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/nmin≤8

因此，要按照参考书中所给出的表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。

极限传动比及指数x，值为：

极限传动比指数

1.26

x：

umin==

6

值；

umax==2

3

（x+）值：

umin==8

9

2.1.3转速图的拟定

运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。

在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转图，使主运动逐步具体化。

一.主电机的选定

中型机床上，一般都采用三相交流异步电机为动力源，可以在系列中选用。

在选择电机型号时，应按以下步骤进行：

1.电机功率N：

根据机床切削能力的要求确定电机功率。

但电机产品的功率已经标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。

N=5.5kw

2.电机转速nd

异步电机的转速有：

3000、1500、1000、750r/min

在此处选择的是：

nd=1500r/min

这个选择是根据电机的转速与主轴最高转速nmax和Ⅰ轴的转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。

3.双速和多速电机的应用

根据本次设计机床的需要，所选用的是：

双速电机

4.电机的安装和外形

根据电机不同的安装和使用的需要，有四种不同的外形结构，用的最多的有底座式和发兰式两种。

本次设计的机床所需选用的是外行安装尺寸之一。

具体的安装图可由手册查到。

5.常用电机的资料

根据常用电机所提供的资料，选用：

Y132S-4

图2.2电动机

Ⅰ轴从电机得到运动，经传动系统化成主轴各级转速。

电机转速和主轴最高转速应相接近。

显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，Ⅰ轴转速不宜将电机转速下降得太低。

但如果Ⅰ轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损耗、发热都将成为突出矛盾，因此，Ⅰ轴转速不宜太高。

Ⅰ轴装有离合器的一些机床的电机、主轴、Ⅰ轴转速数据：

参考这些数据，可见，车床Ⅰ轴转速一般取700～1000r/min。

另外，也要注意到电机与Ⅰ轴间的传动方式，如用带传动时，降速比不宜太大，否则Ⅰ轴上带轮太大，和主轴尾端可能干涉。

因此，本次设计选用：

n1=960r/min

三.中间传动轴的转速

对于中间传动轴的转速的考虑原则是：

妥善解决结构尺寸大小与噪音、震动等性能要求之间的矛盾。

中间传动轴的转速较高时（如采用先升后降的传动），中间转动轴和齿轮承受扭矩小，可以使用轴径和齿轮模数小写：

d∝、m∝，从而可以使用结构紧凑。

但是，这将引起空载功率N空和噪音Lp（一般机床容许噪音应小于85dB）加大：

N空=）KW…………………………2.6

式中：

C---系数，两支承滚动或滑动轴承C=8.5，三支承滚动轴承C=10；

da---所有中间轴轴颈的平均直径（mm）；

d主—主轴前后轴颈的平均直径（mm）；

∑n—主轴转速（r/min）。

………………2.7

（mz）a—所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm；

（mz）主—主轴上齿轮的分度圆的平均值mm；

q----传到主轴所经过的齿轮对数；

β----主轴齿轮螺旋角；

C1、K---系数，根据机床类型及制造水平选取。

我国中型车床、铣床C1=3.5。

车床K=54，铣床K=50.5。

从上诉经验公式可知：

主轴转速n主和中间传动轴的转速和∑n对机床噪音和发热的关系。

确定中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：

1.功率教大的重切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一些，对减小结构尺寸的效果较明显。

2.速轻载或精密车床，中间轴转速宜取低一些。

3.控制齿轮圆周速度u∠8m/s（可用7级精度齿轮）。

在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。

四.齿轮传动比的限制

机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比：

1.升速传动中，最大传动比umax≤2。

过大，容易引起震动和噪音。

2.降速传动中，最小传动比umin≥1/4。

过小，则使主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。

图2.3主运动的转速图

2.1.4带轮直径和齿轮齿数的确定

根据拟定的转速图上的各传动比，就可以确定带轮直径和齿轮的齿数。

一.带轮直径确定的方法、步骤

1.选择三角型号

一般机床上的都采用三角带。

根据电机转速和功率查图即可确定型号（详情见〈〈机床主轴变速箱设计指导〉〉4-1节）。

但图中的解并非只有一种，应使传动带数为3～5根为宜。

本次设计中所选的带轮型号和带轮的根数如下：

B型带轮

选取3根

2.确定带轮的最小直径Dmin（D小）

各种型号胶带推荐了最小带轮直径，直接查表即可确定。

根据皮带的型号，从教科书〈〈机械设计基础教程〉〉

查表可取：

Dmin=140mm

3.计算大带轮直径D大

根据要求的传动比u和滑功率ε确定D大。

当带轮为降速时：

三角胶带的滑动率ε=2%。

三角传动中，在保证最小包角大于120度的条件下，传动比可取1/7

≤u≤3。

对中型通用机床，一般取1～2.5为宜。

因此，

137.2mm≤D大≤343mm

经查表取：

D大=212mm

二.确定齿轮齿数

用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简单。

根据要求的传动比u和初步定出的传动齿轮副齿数和Sz，查表即可求出小齿轮齿数。

在本次设计中采用的就是常用传动比的适用齿数（小齿轮）表就见教科书〈〈机床简明设计手册〉〉。

不过在表中选取的时候应注意以下几个问题：

1.不产生根切。

一般去Zmin≥18～20。

2.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚δ≥2mm，一般取δ>

5mm则zmin≥6.5+，具体的尺寸可参考图。

3.同一传动组的各对齿轮副的中心距应该相等。

若莫数相同时，则齿数和亦应相等。

但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足比了上述要求。

机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。

但修正量不能太大，一般齿数差不能超过3～4个齿。

4.防止各种碰撞和干涉

三联滑移齿轮的相邻的齿数差应大于4。

应避免齿轮和轴之间相撞，出现以上的情况可以采用相应的措施来补救。

5.在同时满足以上的条件下齿轮齿数的确定已经可以初步定出，具体的各个齿轮齿数可以见传动图上所标写的。

6.确定轴间距：

轴间距是由齿轮齿数和后面计算并且经验算而确定的模数m而确定的，具体的计算值如下（模数和齿轮的齿数而确定的轴间距必须满足以上的几个条件）：

Ⅰ轴与Ⅱ轴之间的距离：

取m=2.5mm，由转速图而确定

………………………2.8

齿轮1与2之间的中心距：

………………………2.9

Ⅱ轴与Ⅲ轴之间的距离：

取m=2.5mm，由转速图而确定的传动比见图，

…………………………2.10

齿轮3与4之间的中心距：

………………………………2.11

Ⅲ轴与Ⅳ轴之间的距离：

取m=3.5mm，由转速图而确定的传动比

………………………2.12

齿轮9与10之间的中心距：

……………………………2.13

Ⅳ轴Ⅴ轴之间的中心距离：

……………………2.14

………………………2.15

主轴到脉冲轴的中心距：

取m=3.5mm，传动比

…………………………2.16

………………………2.17

Ⅰ轴到反转轴Ⅵ轴的中心距：

取m=2.5mm，传动比

……………………………2.18

……………………………2.19

由齿顶高……………………………2.20

齿顶高和齿跟高只与所取的模数m有关。

可知取m=2.5mm时，

取m=3.5mm时：

三.主轴转速系列的验算

主轴转速在使用上并不要十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响。

但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。

由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符合，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过正负10（ψ-1）%。

％或

按公式：

Δn=-2%～+6%…