数控车床横向进给设计.docx
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数控车床横向进给设计
0引言
该次毕业设计中,我很有幸分在“数控车床小组”,我所设计的课题为“数控车床横向进给机构的设计（经济型中档精度数控机床）”。
进行这一设计主要是为了进一步地提高数控车床横向进给机构的定位精度、重复定位精度以及改造手动进给装置以使其能够可靠地运行。
而且,通过这次毕业设计也可以检验自己的学习情况,锻炼自己,对今后的学习和工作也有一定程度上的帮助。
信息时代的高新技术流向传统产业，引起后者的深刻变革。
作为传统产业之一的机械工业，在这场新技术革命冲击下，产品结构和生产系统结构都发生了质的跃变，微电子技术、微计算机技术的高速发展使信息、智能与机械装置和动力设备相结合，促使机械工业开始了一场大规模的机电一体化技术革命。
随着计算机技术、电子电力技术和传感器技术的发展，各先进国家的机电一体化产品层出不穷。
机床、汽车、仪表、家用电器、轻工机械、纺织机械、包装机械、印刷机械、冶金机械、化工机械以及工业机器人、智能机器人等许多门类产品每年都有新的进展。
机电一体化到各方面的技术已越来越受关注，它在改善人民生活、提高工作效率、节约能源、降低材料消耗、增强企业竞争力等方面起着极大的作用。
在机电一体化技术迅速发展的同时，运动控制技术作为其关键组成部分，也得到前所未有的大发展，国内外各个厂家相继推出运动控制的新技术、新产品。
主要有全闭环交流伺服驱动技术（FullClosedACServo）、直线电机驱动技术（LinearMotorDriving）、可编程序计算机控制器（ProgrammableComputerController，PCC）和运动控制卡（MotionControllingBoard）等几项具有代表性的新技术。
数控机床是一种高科技的机电一体化产品,是综合应用计算机技术、精密测量及现在机械制造技术等各种先进技术相结合的产物。
数控机床作为实现柔性制造系统、计算机集成制造系统和未来工厂自动化的基础已成为现在制造技术中不可缺少的生产手段,是机电一体化技术的重要组成部分。
随着科学技术的迅速发展,数控技术的应用范围日益扩大。
数控机床已成为现在机械制造业中的主要技术装备。
数控机床作为机电一体化的典型产品，在机械制造业中发挥着巨大的作用，很好地解决了现代机械制造中结构复杂、精密、批量小、多变零件的加工问题，且能稳定产品的加工质量，大幅度地提高生产效率。
经济型中档精度数控车床主要用于对中小型轴类、盘类以及螺纹零件的加工，这些零件加工工艺要求机床应完成的工作内容有：
控制主轴正反转和实现其不同切削速度的主轴变速；刀架能实现纵向和横向的进给运动，并具备在换刀点自动改变四个刀位完成选择刀具；冷却泵、润滑泵的启停；加工螺纹时，应保证主轴转一转，刀架移动一个被加工螺纹的螺距或导程。
数控车床的进给系统包括横向进给系统（X轴）和纵向进给系统（Y轴）,它们是由伺服电机经同步齿形带传动,驱动滚珠丝杠螺母副机构,来实现刀架的运动。
根据GB/T16462-1996《数控卧式车床精度检验》,机床的位置精度包括重复定位精度、反向偏差和定位精度。
当机床的中心距DC=3000mm时,其重复定位精度X轴0.007mm,Z轴0.020mm;反向偏差X轴为0.006mm,Z轴为0.012mm;定位精度X轴为0.016mm,Z轴为0.050mm。
可以看出,进给轴设计与主轴设计相比,具有相同的重要性。
因而,进给轴的设计应从动、静两方面充分考虑,位置精度才能达到该标准的要求。
对于X轴，由于其位置误差值复映在零件加工尺寸上为直径值，故放大了2倍，X轴移动质量不大，要求的快移速度较低，因而要求X轴应有更高的位置精度。
因X轴滚珠杠直径比Z轴小，长度短，并且采用降速传动，使得折算在X轴电机上的转动惯量减小。
因此，X轴的设计应着重以达到所要求的位置精度为主要矛盾进行设计，而选用的电机扭矩比Z轴小些。
为了达到这目标，X轴应从提高重复定位精度、反向偏差及定位精度三个方面，从设计上解决。
在数控车床进给系统的设计中,根据横向、纵向的不同精度要求,不同移动质量及转动惯量等特点,分别解决设计中的主要矛盾。
以期望设计结果能满足各项性能指标的要求,达到预期的结果,即满足设计任务书的要求。
限于编者水平，书中错误和不妥之处在所难免，殷切期望读者批评指正。
1、总体设计方案
1.1总体设计方案论证
与普通机床相比,数控机床进给系统的设计要求除了具有较高的定位精度外,还具有良好的动态响应特性。
为了确保数控机床的传动精度和工作平稳性,在设计机械了机构时,通常还应提出无间隙、低摩擦、高刚度以及有适宜的阻尼比要求等。
为了达到这些要求,在机械传动设计中,主要采取如下措施:
1、尽量采用低摩擦的传动副;
2、选用最佳的降速比;
3、尽量缩短传动链以及用预紧的方法提高传动系统的刚度;
4、尽量消除传动间隙,减少反向行程误差。
数控车床的总体总体设计方案示意图如下图所示：
本设计数控车床要求设计为中档精度机床,为此提出以下两种设计方案:
设计方案一:
该方案的进给装置及动作原理如下:
机床的横向进给机构由：
床鞍，滚珠丝杠副，螺母座，滑板，连接套，步进电机等部分组成。
由步进电机通过连接套带动滚珠丝杠副至螺母座，实现滑板的横向机动进给。
在滚珠丝杠的前端加一螺孔，用内六角螺钉及套与之连接，这样用内六角扳手可实现滑板的横向手动进给运动。
设计方案二:
该方案的进给装置及动作原理如下:
车床的横向进给机构由床鞍4,滚珠丝杠副5,螺母座6,横滑板7,同步带轮12、19,交流伺服电机64等部分组成,见设计装配图001。
由交流伺服电机64经同步齿形带传动,驱动滚珠丝杠副5至螺母座6,实现横滑板7的横向机动进给,来实现刀架的运动。
在该方案中,在滚珠丝杠的前端加了一个固定销46,床鞍上改进了支座3,增加了滚花手柄2,在滚花手柄2的前端用一个开口槽及内孔与滚珠丝杠相连,支座3下用一个开槽平端紧定螺钉45与滚花手柄2上的两圆槽相连作定位作用。
当需手动进给时,滚花手柄2的开口槽就插到滚珠丝杠的固定销46中,将螺钉45紧到手柄2的相应圆槽中,这样转动滚花手柄2就可带动滚珠丝杠实现手动进给。
当不用手动进给时,松开螺钉45,将滚花手柄2出,使开口槽与滚珠丝杠的固定销分开,再将螺钉45紧到手柄2的相应圆槽中,此时手柄2与滚珠丝杠脱开了。
在方案一中,由于在机动进给时,套8仍在转动,不安全。
用内六角扳手时,在作螺纹的反向运动时,会使内六角螺钉松动,而不能使手动进给可靠进行。
在方案二中,在机动进给时,滚花手柄不再转动,使车床的安全可靠性得以加强。
同时,这样做也使得在车床检验后的工作过程中,不至于被他人转动手柄而破坏现场工作状态。
在方案一中,采用步进电机,起精度受到一定程度上的限制。
因为本设计要求中档精度,所以在方案二中改用交流伺服电机,以提高相应的精度。
并且在方案二中以同步带传动代替方案一中的连接套,其益处在参考文献［4］106-107页中可以见到,这里就不再重复了。
1.2总体设计方案的确定
经总体设计方案的比较和论证后,确定的经济型中档精度数控车床横向进给机构设计的总体方案示意图如装配图001所示。
该横向进给机构既可以进行机动进给,也可以进行手动进给。
该横向进给机构采用交流伺服电机驱动,经同步齿形带传动,驱动滚珠丝杠转动,从而实现数控车床的横向进给运动。
刀架采用LD-1型列电动刀架。
2横向进给机构的设计与计算
横向进给机构设计与计算的主要内容有:
滚珠丝杠副的设计计算及选型、同步带的设计计算与选型、同步带轮的选择、交流伺服电机的计算及选型、导轨副的选择、自动转位刀架的选择。
绘制横向进给机构的装配图以及各零件图等。
2.1已知条件
（1）、床身上最大回转直径:
400mm；
（2）、加工最大工件长度:
1000mm；
（3）、快移速度:
X轴4m/min,Z轴8m/min；
（4）、定位精度:
X轴0.035mm,Z轴0.04mm；
（5）、重复定位精度:
X轴0.0075mm,Z轴0.01mm；
（6）、数控车床工作台质量W:
根据图形尺寸粗略计算W=60Kg；
（7）、横向进给切削力Fx的确定:
根据参考文献［5］查出:
Pdf/Pa=3～5%[5]1—1
式中:
Pdf—进给系统所需电机功率;
Pa—主传动电机功率。
已知Pa为5.5Kw,取比例系数为5%,则由公式1—1可得：
Pdf=Pa×5%
=5.5×5%=0.275Kw
根据参考文献查出:
F=61200ηf·Pdf/Vf[5] 1—2
式中:
ηf—进给系统效率,其范围为0.15～0.20,取ηf=0.20;
Vf—进给速度,m/min;查出:
Vf=（1/2～1/3）Vixmax[5]1—3
取Vf=1/3Vixmax
由公式1—2：
Fx=61200×0.20×0.275/（4·1/3）
=2524.5（w）
为了安全起见,取安全系数为1.85,则:
Fx=2524.5×1.85≈4680N
2.2滚珠丝杠副的设计
滚珠丝杠副已经标准化,因此滚珠丝杠副的设计归结为滚珠丝杠副型号的选择。
一般情况下,设计滚珠丝杠时,已知条件为:
最大工作负载Fd（或平均工作负载Fm）作用下的使用寿命,丝杠的工作长度（或螺母的有效行程）,丝杠的转速（或平均转速）,滚道的硬度及丝杠的运转情况。
2.2.1设计步骤
通常的设计步骤为:
A、计算作用在滚珠丝杠上的最大动载荷;
B、从滚珠丝杠列表指出相应最大动负载的近似值,并初选几个型号;
C、根据具体工作要求，对于结构尺寸、循环方式、调隙方法及传动效率等方面的要求，从初选的几个型号中再挑出比较合适的直径、导程、滚珠列数等，确定某一型号；
D、根据所选的型号,列出或计算出其主要参数的数值,计算传动效率,并验算刚度及稳定系数是否满足要求。
如不满足要求,则另选其他型号,再作上述计算和验算,直至满足要求为止。
2.2.2设计计算简况
选用CPG系列滚珠丝杠副。
A、CPG系列滚珠丝杠副主要参数的确定:
按预期寿命Ln及轴向载荷Fa进行选择:
Ln=（Ca/Fa）×106（转）[11]2—1
式中:
Ca—额定动载荷;
一般情况下Fa可以用平均轴向载荷Fm予以代替:
Fm=（2Fmax+Fmin）/3[11]2—2
式中:
Fmax—最大轴向载荷;
Fmin—最小轴向载荷。
Fmax=mg+F[11]2—3
=60×9.8+4680=5268N
Fmin=mg=60×9.8=588N
所以：
Fm=（2Fmax+Fmin）/3=3078N
对于机车和精密机械通常取Ln=20×106（转）[11]
则:
：
Ca=（20）1/3Fm=2.71F[m[11]=8341.38N 2—4
计算出Ca,可通过查表得到对应的滚珠丝杠副的尺寸,选取2505-4型号滚珠丝杠副,基本直径为25mm,大径位24.5mm,丝杠导程L0为5mm,滚珠直径为3.175mm,滚珠列数为四列。
B、对选用的滚珠丝杠副的参数进行核算
a、轴向压缩载荷F:
对各种支承条件下所支承的最大轴向载荷,是否会超过临界载荷而失去稳定性,造成稳定失效,因此对保持丝杠不失去稳定性的轴向压缩载荷进行验算。
滚珠丝杠受压力作用后在弹性范围内的临界稳定载荷Fc由下式计算:
Fc=m（d0-db）4/Ls2[11]2—5
式中:
m为支承系数;G-J形式:
m=20×104（N/mm2）;
d0为公称直径（mm）;
db为滚珠直径（mm）;
Ls为丝杠轴的支承距离（mm）。
所以:
Fc=20×104×（25-3.175）4/5552=1.47×105N
则:
Fc/F=1.47×105/5268＞［n］
式中:
［n］为许用稳定安全系数,当丝杠垂直安置时［n］=2.5,水平安置时［n］=4;
F为最大轴向压缩载荷。
由以上计算可知条件满足。
a、极限转速的计算:
为使丝杠副在高速运转时不发生共振现象,应对其极限转速进行核算。
当丝杠发生共振时的转速称为临界转速,以Nc表示:
Nc=121×106（d0-db）·K1/2/L2[11]2—6
式中:
d0为公称直径（mm）;
db为滚珠直径（mm）;
K为支承结构系数,G-J形式:
K=2.5。
极限转速n应满足:
n＜0.8Nc[11]=0.8×1.36×104=1.08×104r/min2—7
n0=v/（2π）[11]2—8
=4000/（2π）=6.4×102r/min
因为n0＜n,所以条件满足。
b、滚珠丝杠副的预加负载:
为了消除螺母与丝杠间的轴向间隙,提高滚珠丝杠副的刚度与定位精度,在丝杠和螺母间施加负载Fp,其预加负载的大小为:
Fp=Ca/10[11]=834N
c、临界转速的核算:
丝杠的名义直径：
d0=25mm；
nmax=vmax/L0[5]=200r/min2—9
查参考文献［5］图5.7-91,支承为“固定-固定”支承长度L=1568mm,查参考文献［5］图5.7-91,L与n的交线点在d0=25mm左侧,所以安全。
d、效率计算:
查参考文献：
η=tanβ/tan（β+φ）[5]2—10
式中:
β—螺纹的螺旋升角,可参考文献［5］5.7-41表,取β=3o3’;
φ—摩擦角,tanφ=0.003～0.004。
所以:
φ=13’45’’
则:
η=tan3o3’/tan（3o3’+13’45’’）=93%
e、刚度检验:
查参考文献:
△=100F/（EA）+50T/（πGJc）,[5]μm/m2—11
式中:
E—弹性摸量,E=2.1×102GPa;
F—工作负载,F=4680N;
A—滚珠丝杠横截面积,A=π/4·（d0-db）2=（25-3.175）2=3.37cm2;
db—滚珠直径（mm）;
G—切变摸量，G=8.4×10GPa;
Jc—滚珠丝杠截面惯性矩，Jc=2.27×10-7m4;
代入公式2—11得：
△=10.3μm/m
查参考文献［5］表5-10和表5-17，B级精度为40μm/300mm，七级精度△=15μm，八级精度△=30μm，所以2005-5型丝杠的刚度是足够的。
由于选用滚珠丝杠的直径为25mm,支承方式为G-J型，所以稳定性不成问题。
2.3同步带的设计计算
2.3.1设计计算简况
A、根据同步带传动的工作条件确定传动的设计功率:
Pd=KPm[4]2—12
K=1.4～1.5取K=1.6则代入公式2—12得：
Pd=1.6×1.5=2.4Kw
B、确定带的型号和节距，根据设计功率Pd和小带轮转速n1由同步带选型图中确定所需采用带的型号和节距分别为L型，节距=9.525mm。
同步带选型图选自美国同步带传动标准ANS11RMAIP-24-1983,如参考文献［4］图6-2所示。
C、选择带轮齿数Z1和Z2:
根据型号及小带轮转速n1，查参考文献［4］表6-1所列带轮最小许用齿数，确定一带轮齿数为：
Z1=32，另一带轮齿数为：
Z2=1×32=32。
D、带轮节圆直径：
d1=TbZ1/π[4]2—13
=9.525×32/π=97
d2=TbZ2/π[4]2—14
=9.525×32/π=97
E、确定同步带的节线长度
带的节线长度Lp可根据带围绕两带轮的周长计算得出：
Lp=2Acosα+π（d1+d2）/2+πα（d1-d2）/360[4]2—15
=2×125cos0+π·97=554。
58mm
圆整为554。
式中：
A为两传动轮的中心距；
α如参考文献［4］图6-3所示。
F、计算同步带齿数Zb：
Zb=Lp/Tb[4]2—16
=554/9.525=58.163
圆整为59。
G、计算精确的中心距：
A≈M+｛M2-1/8［Tb（Z2-Z1）/π］2｝1/2[4]2—17
=2M=2Tb（2Zb-Z2-Z1）/8=121.5mm
H、确定同步=3.39Kw带设计功率为Pd下所需的带宽：
a、计算所选型号同步带的基准额定功率P0（Kw）为：
P0=（F-mv2）v×10-3[4]2—18
式中：
v—带速（m/s），其计算公式为：
v=ωTbZ1×10-3/2π[4]2—19
=（3000×2π/60）×9.525×32×10-3
=15.24m/s
由公式2—19得：
P0=（244.46-0.095×15.242）×15.24×10-3
=3.39Kw
F、M的值可根据参考文献［4］表6-2查出。
b、计算小带轮的啮合齿数Zm，计算公式如下：
Zm=Z1/2-TbZ1（Z2-Z1）/（2π2A）[4]2—20
=16/2-0=8
c、确定实际所需带宽bs：
根据设计要求，带的设计功率Pd应小于或等于带所能传递的额定功率，即Pd＜P0,额定功率可根据近似公式计算得出，如下所示：
P≈P0KzKw[4]2—21
式中：
Kz—啮合系数，当啮合齿数Zm≥6时，Kz=1；
Kw—宽度系数，即
Kw=（bs/b0）1/1.14[4]2—22
式中：
bs—实际带宽；
b0—该种型号同步带的基准带宽；
将上式化简为：
P≈P0Kz（bs/b0）1/1.14≥Pd[4]2—23
移项得：
bs≥b0Pd/（KzP0）1/1.14[4]2—24
=25.4（2.4/3.39）1/1.14=19.94mm
根据参考文献［4］表6-2圆整为25.4mm。
2.3.2带的工作的验算
可根据下列公式进行验算：
P=［KzKwF-（bs/b0）mv2］v×10-3[4]2—25
＝（1×1×244.46-1×0.095×15.42）×15.24×10-3
=3.39Kw
由于：
Pd=2.4Kw
所以：
P＞Pd，满足条件要求。
综上所述，可选用的规格为220L，其接线长为558.80mm，齿数为59。
2.4同步带轮的选型
同步带轮已经标准化,因此同步带轮设计归结为同步带轮型号的选择。
根据同步带传送的计算，查参考文献［3］中同步带选型表，可选择规格为T5-32的A型同步带。
其齿数为：
Z=32mm，节径为：
Tp=50.93mm，外径为：
De=50.08mm，内孔径为：
d=20mm，台肩知觉为：
Dm=35mm。
2.5交流伺服电机的计算与选择
1、选用螺杆驱动方式的交流伺服电机，如下图所示：
其中：
运动部件重量W为：
60Kg；
摩檫系数μ为：
0.15；
外界施加的力F为：
4680/9.8=477.5Kg；
螺杆螺距P为：
0,5cm；
螺杆直径D为：
2.5cm
螺杆长度L为：
35cm；
传递效率η为：
085；
驱动部件比重ρ为：
7.2×10-3Kg/cm3；
传动装置减速比1/G为：
1/2。
2、求换算到电机轴上的负荷力矩（TL）：
TL=9.8（F+μω）D/（2×2π×100ηG）[14]2—25
=9.8（150+0.15×60）/（2×2π×100×0.85）
=2.23（N·m）
要求：
TL≤TR
3、求换算到电机轴上的负荷惯性（JL）：
运动部件的惯性JB：
JB=πρD4A/（32×104G4）[14]2—26
将各个参数代入式2—26可得：
JB=0.24×10-4Kg·m2。
工件的惯性Jw：
Jw=（1/G）2ω/10-4·（P/2π）2[14]2—27
将各个参数代入式2—27可得：
Jw=0.095×10-4Kg·m2。
注：
上述的“A”代表螺杆长度（L）；
对于螺杆：
D/2=P/2π[14]。
2—28
JL=JB+Jw[14]2—29
=0.34×10-4Kg·m2
4、电机的假拟选定：
从产品目录中选出满足上述（JL）、（TL）、（Np）条件的电机，其型号为：
P20B10150D×S《100》。
5、加减速力矩（Ta、Tb）的计算：
加速力矩Ta：
Ta=［2π（N1-N2）·（JL+JM）/（60·ta）］+TL[14]2—30
将各个参数代入式2—30可得：
Ta=2.45（N·m）
减速力矩Tb:
Tb=［2π（N1-N2）·（JL+JM）/（60·tb）］-TL[14]2—31
将各个参数代入式2—31可得：
Tb=-2（N·m）
由上述计算可以看出，假拟选定电机满足上述（JL）、（TL）、（Np）的计算条件。
6、实际力矩（Trms）的计算：
Trms=［（Ta2ta+Tb2tb+TL2tL）/t］1/2[14]2—32
取t=1/2,则：
ta=tb=tL=t/3=1/6
将各个参数代入式2—32可得：
Trms=-2.236（N·m）
由上述计算可以看出，假拟选定电机满足上述（Trms）的计算条件。
7、总结：
根据上述计算和论述可得：
应选用P20B10150D×S《100》型交流伺服电机。
2.6导轨副的选择
导轨的作用是支承和导向,也就是支承运动部件并保证运动部件在外力作用,精确的沿着确定的轨迹运动,为此对装配基准的导轨提出如下要求。
1、导向精度；
2、耐磨性；
3、刚度；
4、低速运动平稳性。
目前机床上常用的导轨，根据接触角的摩擦情况可分为滑动导轨，滚动导轨和静压导轨。
数控机床伺服进给系统导轨主要直线型。
滚动摩擦导轨具有摩擦系数小，动静摩擦系数差别小，启动阻力小，能微量准确移动，低速运动平稳，无爬行，因而运动灵活，定位精度高，通过预紧可以提高刚度和抗震性，承受较大的冲击和振动。
和静压导轨，滑动导轨相比，其结构简单，保养方便，是适合数控机床进给系统应用比较理想的导轨。
综上所述，本设计应选用滚动导轨。
2.7自动转位刀架的设计
自动转位刀架的设计是普通数控机床设计机械方面的关键。
由微机控制的自动转位刀架具有重复定位精度高，工作刚度好，性能可靠，使用可靠以及工艺性好等特点。
在进行经济型中档精度数控机床的设计时，多采用外购自动转位刀架。
一些机床数控设备厂为用户生产了系列自动刀架，一些长是参加了全国联合计划组织设计了LD14，LD24，LD34刀架后，又结合该厂生产刀架的经验，吸收了LD型刀架结构，原理之优点，还参考了国外专利自动刀架的特点，使刀架设计更为合理，更为完美，具有同类产品最先进的水平，如常州武进机床数控设备厂生产的系列自动刀架就是一例。
本设计就选用该厂生产的LD4-1型系列选用于AC140，CC620的四工位自动刀架LD4-C620。
选用自动转位刀架必须搞清原理，自行设计的话要求更高。
自动转位刀架按其原理可分为：
1、螺旋转位刀架；
2、十字槽轮转位刀架；
3、凸台棘式转位刀架；
4、电磁式转位刀架；
5、液压式转位刀架。
自动刀架设计时，刀架要能自动完成抬起，回转，选位，下降，定位和压紧，既要设计出合理的机构，又要检测出各顺序动作的电信号，以便由控制系统加以控制。
刀架的抬起常采用的有：
利用压缩弹簧的恢复力；利用螺纹传动，将旋转运动变成轴向直线运动，从而达到刀架抬起。
刀架的回转常采用微电机通过蜗轮蜗杆使刀架抬到一定高度时，由拨块带动刀架转动。
刀架的迭位由刀架位置的编码和微机程序来实现。
刀架的下降常采用微机控制使微电机反转，由于斜面销的棘轮作用，刀架不跟随转，只是下降。
精度常采用锥型定位销定位，端面键定位，后者优于前者，所以端面定位是最常用的。
压紧刀架的压紧力由微电机下降到位后而继续转动产生，合选的压紧力应呈切削力的两倍以上，压紧力还应能调整。
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