CK6140型数控车床主轴箱及进给系统设计.docx
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CK6140型数控车床主轴箱及进给系统设计
CK6140型数控车床主轴箱及进给系统设计
摘要
数控车床又称数字控制（Numbercalcontrol，简称NC）机床。
它是基于数字控制的，采用了数控技术，是一个装有程序控制系统的机床。
它是由主机，CNC，驱动装置，数控机床的辅助装置，编程机及其他一些附属设备所组成。
本次毕业设计课题是CK6140型数控车床主轴箱及进给系统设计。
本设计是为了解决实际生产过程中的生产力低，提高生产率的问题。
通过这次毕业设计，培养了自己理论联系实际的设计思想,综合运用了已修课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力。
巩固、深化和扩展了自己对普通机械独立设计的能力。
通过对通用机械零件、常用机械传动和简单机械的设计，使我掌握了一般机械设计程序和方法，树立了正确的工程设计思想，培养了独立、全面、科学的工程设计能力。
关键词：
1、数控机床2、开放式数控系统3、电动机
一、前言………………………………………………………………………1
二、总体方案……………………………………………………………………2
（一）CK6140的现状和发展………………………………………………2
（二）CK6140数控车床及控制系统的总体方案…………………………2
三、机械部分设计计算说明……………………………………………………3
（一）主运动部分计算……………………………………………………3
（二）横向进给运动设计………………………………………………21
四、控制系统设计……………………………………………………………28
（一）数控系统硬件电路设计内容……………………………………28
（二）存储器扩展电路设计……………………………………………29
（三）I/O接口电路及辅助电路设计…………………………………33
五、结论………………………………………………………………………39
致谢…………………………………………………………………………40
参考文献……………………………………………………………………41
一、前言
本次毕业设计课题是CK6140型数控车床主轴箱及进给系统设计。
本设计是为了解决实际生产过程中的生产力低，提高生产率的问题。
本次设计是学完所有大学期间本专业课程相关知识以后所进行的，是我们大学阶段最重要的教学环节，是对我三年半来所学知识的一次大检验。
使我能够在毕业前将理论与实践更加融会贯通，加深了我对理论知识的理解，强化了实际生产中的感性认识。
二、总体方案
（一）CK6140的现状和发展
数控机床是以数控系统为代表的新技术对传统机械制造产业的渗透形成的机电一体化产品；其技术范围复盖很多领域：
（1）机械制造技术；
（2）信息处理、加工、传输技术：
（3）自动控制技术；（4）伺服驱动技术；（5）传感器技术：
（6）软件技术等。
计算机对传统机械制造产业的渗透，完全改变了制造业。
制造业不但成为工业化的象征，而且由于信息技术的渗透，使制造业犹如朝阳产业具有广阔的发展天地。
数控技术的发展趋势：
1、智能化；2、网络化；3、集成化；4、微机电控制系统；5、数字化。
我国数控产业发展的思考：
1、注重系统配套；2、注重产品的可靠性；3、提倡创新，加强服务。
（二）CK6140数控车床及控制系统的总体方案
由于该设计给出的已知条件是18级变速，对于主轴箱的设计采用双联齿轮、三联齿轮、拨叉、电磁离合器实现主轴的变速、正转、反转。
进给部分用数控系统控制纵横两方向的步进电机，实现X、Y两方向的进给运动；刀架采用电动刀架；参考的普通机床拆除其中的丝杠、光杠进给箱、溜板箱，换上滚珠丝杠螺母副；在主轴后端加一主轴编码器，以便加工螺纹。
三、机械部分设计计算说明
（一）主运动部分计算
1、参数的确定
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。
因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。
本次设计中的车床是普通型车床，其品种，用途，性能和结构都是普通型车床所共有的，在此就不作出详细的解释和说明了。
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是410mm；刀架上最大工件回转直径D1大于或等于220mm；主轴通孔直径d要大于或等于52mm；主轴锥度：
莫氏6#；最大工件长度L是500～1000mm；主轴转速范围是：
20～2000r/min；级数范围是：
18；纵向进给量0.03～2mm/r；主电机功率是5.5kw
（1）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
由已知条件可知:
umax=200m/min,umin=6～10m/min。
可取umin=9m/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，按经验公式dmax=0.5～0.6D,dmin=0.2～0.25dmax；这里取dmax=0.5D，dmin=0.25dmax由于D=410mm，则主轴极限转速应为：
3.1
=1242r/min
3.2
=13.9r/min，取
；
由于转速范围Rn=
=
=88.73.3
中型通用机床，常用的公比为1.26或1.41，本例考虑到适当减少相对速度损失，选定Ф=1.26
3.4
取Z=18级
各级转速数列可直接从标准数列表中查出。
标准数列表给出了以Φ=1.06的从1～10000的数值，因Φ=1.26=
，从表中找到nmax=1600r/min，就可以每隔3个数值取一个数，得：
14，18，22.4，28，35.5，45，56，71，90，112，140，150，224，280，355，450，560，710。
③主轴转速级数z和公比￠
已知
=Rn
Rn=
且：
z=
3.5
因机床的电动机转速往往比主轴的大多数转速高，变速系统以降速传动居多，因此，传动系统中若按传动顺序在前面的各轴转速较高，根据转矩公式（单位N.m）
T=
，当传递功率一定时，转速较高的轴所传递的扭矩就较小，在其他条件相同时，传动件（如轴、齿轮）的尺寸就较小，因此，常把传动副数较多的变速组安排在前面的高速轴上，这样可以节省材料，减少传动系统的转动惯量。
因此选择结构式如下：
18=
3.6
④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=5.5kw3.7
2、传动设计
（1）确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目.
该机床的变速范围比较大,必须经过较长的传动链减速才能把电动机的转速降到主轴所需的转速,通常采用P=2或3,因此,18=3×3×2,共需三个变速组.
（2）确定不同传动副数的各变速组的排列次序,根据“前多后少”的原则,
选择18=3×3×2的方案.
（3）确定变速组的扩大顺序,根据“前密后疏”的原则,选择8=31×33×29的结构式.
（4）验算变速组的变速范围,最后扩大组的范围.r=Ф（kj-1）xj=Ф（2-1）×9=8,在允许的变速范围之内.
（5）确定是否需要增加降速的定比传动副
该车床的主运动系统的总降速比为期不远16/1440=1/90,三个变速组的最小降速比都为1/4.5.这样是无需增加降速的定比传动副,为使中间的二个变速组降速
缓慢，以减少结构的径向尺寸，在电动机轴Ⅰ到主传动系统前端的轴Ⅱ增加一对28/64的降速传动齿轮副,这样,也有利于变型机床的设计,改变降速传动齿轮副的传动比，就可以将主轴18级转速一起提高或降低。
3、拟定转速图
本例主传动系统需4根轴,再加上电动机轴:
18级转速,画出转速图的格线如图2-6。
决定轴Ⅳ-Ⅴ的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些,能起到飞轮的作用,所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限值1/4,公比Ф=1.26,1.266=4,因此从Ⅴ轴E点向上六格,在Ⅳ轴找到D点,连结DE线即为Ⅳ-Ⅴ轴的最小传动比.
决定其余变速组的最小传动比根据“前缓后急”的原则，轴Ⅲ-Ⅳ间取umin=1/Ф5,即从D点向上五格，在Ⅲ轴上取C点，同理，轴Ⅱ-Ⅲ间取umin=1/Ф5即从C点向上五格，在轴Ⅱ上找出B点，分别连结AB线、BC线、CD线，如图2-6所示。
画出各变速组的传动比连线按基本组的级比指数X0=1，第一扩大组的级比指数X1=3，第二扩大组的级比指数X2=9，画出各变速组的传动比连线如2-7所示，画出全部传动比连线，如2-8所示。
按2-8绘主传动系统图,此传动系统是CK6140型数控车床的主传动系统，如3-9：
图1：
CK6140车床主运动转速图
图2：
CK6140车床传动系统图
4、带轮直径和齿轮齿数的确定
（1）齿轮齿数的确定
由转速图可以看出:
Ua1=1/Ф5=1/3.17Ua2=1/Ф4=1/2.52
Ua3=1/Ф3=1/23.8
令Ua1=Z1/Z1´Ua2=Z2/Z2´Ua3=Z3/Z3´
最小齿轮必然是在降速比最大的传动副Ua1中，即Z1=Zmin若取Z1=18，则
Z1´=Z1/Ua1=18×3.17=57.06取Z1´=57齿数和SZ=Z1+Z1´=18+57=75
根据公式:
Zj=UjSZ/1+Uj，Zj´=SZ/1+Uj得：
Z2=Ua2SZ/1+Ua2=75*1/2.52/（1+1/2.52）=21
Z2´=SZ-Z2=75-21=543.9
Z3=Ua3SZ/1+Ua3=75*1/2/（1+1/2）=25
Z3´=SZ-Z3=75-25=50
同理,由转速图可知:
Ub1=1/Ф5=1/3.17Ub2=1/Ф2=1/1.58
Ub3=Ф=1.26
令Ub1=Z4/Z4´Ub2=Z5/Z5´Ub3=Z6/Z6´
最小齿轮必然是在降速比最大的传动副Ub1中，即Z4=Zmin若取Z4=22，则
Z4´=Z4/Ub1=22×3.17=69.74取Z4´=70
齿数和SZ=Z4+Z4´=22+70=92
根据公式:
Zj=UjSZ/1+Uj，Zj´=SZ/1+Uj得：
Z5=Ub2SZ/1+Ub2=92*1/1.58/（1+1/1.58）=36
Z5´=SZ-Z5=92-36=56
Z6=Ub3SZ/1+Ub3=92*1/1.26/（1+1/1.26）=41
Z6´=SZ-Z6=92-41=51
由转速图可以看出:
Uc1=1/Ф6=1/4Ua2=Ф3=2
Ua3=1/Ф3=1/2
令Uc1=Z7/Z7´Uc2=Z8/Z8´
最小齿轮必然是在降速比最大的传动副Uc1中，即Z7=Zmin若取Z7=17，则
Z7´=Z7/Uc1=17*4=68
齿数和SZ=Z7+Z7´=17+68=85
根据公式:
Zj=UjSZ/1+Uj，Zj´=SZ/1+Uj得：
Z8=Uc2SZ/1+Uc2=85*2/（1+2）=57
Z8´=SZ-Z2=85-57=28
主轴转速误差的计算:
取n=630r/min,它经过传动齿轮18/57以后no变为:
no=n×18/57=630×18/57=198.93.10
主轴的转速误差=1-198.9/200=1-0.9945=0.0055=0.55%
（2）带轮的设计
选择普通V带型号
由表示9-5查得KA=1.1,由式（9-10）得:
PC=KAP=1.1×5.5KW=6.05KW3.11
由图9-7选用A型V带
确定带轮基准直径d1和d2
由表9-2取d1=125㎜,由式（9-6）得:
d2=n1d1（1-ξ）/n2=id1（1-ξ）=2.3×125×（1-0.01）㎜=284.6㎜3.12
由表9-2取d2=300㎜,（虽使n2略有减少,但其误差小于5%,故允许）.
验证带速
由式（9-12）得:
V=n1d1π/1000×60=9.42m/s介于5～25m/s范围内,合适.
确定带长和中心距a
由式（9-13）得:
0.7（d1＋d2）≦ao≦2（d1＋d2）
0.7（125＋300）≦ao≦2（125＋300）3.13
所以有297.5≦ao≦850
初定中心距ao=680㎜,由式（9-14）得带长
Lo=2ao+π（d1＋d2）/2＋（d2－d1）2/4ao
=2×680＋π（125＋300）/2＋（300－125）2/4×680
=2038.5㎜3.14
由表9-3选用Ld=2000㎜,由式（9-15）得实际中心距:
a=ao＋（Ld＋Lo）/2=680＋（2000－2038.5）/2
=660.75㎜3.15
验算小带轮上的包角a1
由式（9－16）得:
a1=1800－（d2－d1）×57.3/a3.16
=1800－（300－125）×57.3/660.75
=164.80>1200，合适
确定带的根数
由式（9－16）得:
Z=PC/（PO＋ΔPO）KLKa3.17
由表9－4查得：
PO=1.92kw;由表9－6查得:
ΔPO=0.17kw;由表9－6查得:
Ka=0.97;由表9－3查得：
KL=1.01,所以有:
Z=6.05/（1.92＋0.17）0.97×1.01=2.95
取3根
计算轴上的压力
由表9－1查得：
q=0.1㎏/m,故由式（9－18）得:
初拉力为
FO=500PC（2.5/Ka－1）/ZV＋qV22.18
=500×6.05（2.5/0.97－1）/9.42×3＋0.1×9.422
=178N
由式（9－19）得作用在轴上的压力
FQ=2ZFosin（a1/2）=2×178×3sin（164.8/2）=1058.6N3.19
（7）通过前面计算得知小带轮直径为125㎜,大带轮直径为了实现360㎜,故小带轮结构采用实心式,大带轮结构采用腹板式,示意图如下:
5、传动件的估算和验算
（1）主轴直径的选择:
这里按机床主参数来确定主轴前轴颈直径D1
表一：
普通车床主轴前轴颈直径D1和主参数Dmax的关系（㎜）
Dmax
200～250
315～400
500
630～1000
D1
0.27Dmax±10
0.25Dmax±15
0.22Dmax±15
0.2Dmax±15
所以:
D1=0.25Dmax－15=0.25×410－15=87.5
车床后轴颈D2根据经验公式D2=（0.7～0.8）D1得:
D2=（0.7～0.8）D1=0.7D1=0.7×87.5=61.25
（2）主轴孔径:
自动半自动车床,d/D=0.6～0.65,D=（D1＋D2）/2=74.375
所以:
d=0.65D=0.65×74.375㎜=48.3㎜
取d=49㎜
（3）主轴部件的弯曲刚度计算:
θA
对一般受弯矩作用的主轴,需进行弯曲刚度验算,主要验算轴端的位移Y和前轴承处的转角θA;如果切削力F和传动力不在同一个平面内,应将其分解在相互垂直的两个平面内分别求出数值,再按向量进行合成,即:
式中:
YH,θH—水平平面内的位移和转角
Yv,θy—垂直平内的位移和转角.
由于CK6140数控车床在进行零件加工进无扭转变形的产生,所以无需计算主轴部件的扭转刚度.
6、离合器、制动器的选择
离合器选用多圆式摩擦离合器与牙嵌式离合器相比,摩擦离合器的优点是:
两轴可在有较大转速差的情况下接合和分离:
接合过程平稳、冲击、振动较小;改变摩擦面间的压力,从动轴的加速时间可调,过载时将发生打滑,以保护重要零件不致损坏.其缺点是:
外廓尺寸较大,在接合和分离过程中要产生滑动摩擦,故发热量较大,磨损也较快.
为了散热和减轻摩损,可以把摩擦离合器浸入油中工作,摩擦离合器适用范围经常起动,制动中经常改变转速方向的场合.
制动器则选用带式的,因为这种制动器主要由制动轮,制动钢带和操纵系统组成,当杠杆上作用外力F后,闸带收紧且抱住制动轮,靠带与轮间的摩擦力实现制动.而且结构简单、紧凑,常用于中、小型起重运输机械和手动操纵的场合.
7、润滑和密封的设计
（1）润滑设计
齿轮采用润滑油飞溅润滑,轴承采用润滑脂人工加油润滑.
在减速器箱体内有一定量的润滑油（查GB/T5903-1995润滑油选用68号润滑油）,齿轮一部分浸入油中,当其旋转时,润滑油被溅起,散落到其他零件上进行润滑.
在进行减速器组装时,在轴承端盖凹槽内装入一定量润滑脂（查GB/T492-1989润滑脂选用3号润滑脂）,当轴承旋转时,产生热量使润滑脂锥入度变大,使润滑脂进入到轴承滚球进行润滑.
（2）密封设计
因减速器箱体采用分体式箱体,从轴水平面中心面处分为上、下箱体两部分,为防止灰尘进行箱体及防止箱体内润滑油被高速旋转甩出,在组装减速器时应在上、下箱体间涂上一层水玻璃或密封胶进行密封.在下箱体下部的放油螺栓及油标处应垫上橡胶圈,防止润滑油泄漏.通气孔及小盖处应垫上质垫片,起到一定密封作用,防止灰尘进入.由于在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装毛毡密封圈,以防止漏油和污物进入体内.
8、展开图设计
（1）结构设计的内容，技术要求和方法
①设计的内容
设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布置，用一长展开图表示。
②技术要求
主轴变速箱是机床的主要部件。
设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题（这是本次设计的中型车床的数据）。
1）精度
车床主轴部件要求比较高的精度。
如：
主轴的径向跳动〈0.01mm；
主轴的横向窜动〈0.01mm；
2）刚度和抗振性
综合刚度（主轴与刀架之间的作用力与相对变形之比）：
D—最大回转直径mm。
在主轴与刀架之间的相对振幅的要求：
等级
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
振幅（0.001mm）
≤1
≤2
≤3
3）传动效率要求
等级
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
效率
≥0.85
≥0.8
0.75
4）主轴前轴承处温度和温升应控制在以下范围：
条件
温度
温升
用滚动轴承
≤70℃
≤40℃
用滑动轴承
≤60℃
≤30℃
噪声要控制在以下范围
等级
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
dB
≤78
≤80
≤83
5）结构应尽可能简单、紧凑，加工和装备工艺性好，便于维修和调整。
6）操作方便，安全可靠。
7）遵循标准化和通用化的原则。
③设计方法
主轴变速箱结构设计是整个机床设计的重点。
由于结构比较复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。
在正式图之前，最好能先画草图。
目的是：
1）布置传动件及选择方案。
2）检验传动设计的结果中有无相互干涉、碰撞或其它不合理的情况，以便及时改正。
3）确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。
为达到上述的目的，草图的主要轮廓尺寸和零件之间的相对位置尺寸一定要画得准确，细部结构可不必画出。
各部分结构经反复推敲修改，经过必要的验算，确定了结构方案以后，才能开始画正式装备图。
在本次设计中，我先用A0的图纸，手工绘制出了整张完图，经颜教授的四次修改之后才开始正式的用软件画图。
然而，在绘图的过程中遇到了很多的困难和不懂的地方，在教授的指点下进行了反复的修改才得以完成初图。
（2）展开图及其布置
展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴延其轴线剖开，并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。
因此，展开图是传动设计的结构化，是表达主轴变速箱内传动关系以及各传动轴（包括传动部件）的结构的。
结构设计时，可能要修改传动设计。
同一传动方案可能有不同的布置和结构设计。
车床主轴变速箱中的一些设计范例可为我们提供参考。
①离合器结构与轴上的传动齿轮
Ⅰ轴上装的换向离合器和变速齿轮，有两种布置方案。
一种是两级变速齿轮和离合器做成一体。
齿轮的直径受到离合器的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工。
这样轴间距离加大。
另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴Ⅰ和轴Ⅰ’上。
左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到是三级的正向转动。
这种结构的齿轮直径小，但轴向尺寸较大。
此外，这种结构就不能采用通过空心的轴中拉杆来操纵离合器的结构。
本次设计中由于离合器和齿轮的原因只能采用后一种结构方案。
具体的结构可见装备图中的分布。
②反向机构
利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮，也有两中方案，一种是增加专门用来转惰轮的短轴。
这种短轴常是悬臂的，刚性差，齿轮接触不好，容易引起振动和噪声。
另一种结构是将惰轮装在有两个支承的传动轴上，轴的刚性好，有利于降低噪声。
本次设计中选择的是后者，因为无论从哪个角度去选择都是后者好于前者。
反向转速一般大于、至少等于正转转速，低于正转的反转转速是不合理的，设计的时候一定要考虑的问题。
本次设计中，反向的转速大于正转的转速。
③变速方案与传动件的布置
变速方案有很多中选择，滑移齿轮结构紧凑，也最常用，本次设计中自然选用了。
在Ⅰ轴上还采用了电磁摩擦离合器来变速，因为本次设计的机床是数控自动化机床，要求不停车进行变速。
变速方案不同，布置也不同。
总体布置的时候需要考虑制动器的位置，本次设计时因为在Ⅰ轴上放了两个电磁离合器，为了减少Ⅰ轴的负荷，所以制动器是不能放在此轴上了。
只要把制动器放在其他的轴上，具体的装备见图。
每一种布置方案的实现，都必须具备某些条件。
设计时，应根据条件尽可能选择轴向尺寸较小的方案。
本次设计中装备图上的布置就是最优的方案。
（3）Ⅰ轴（输入轴）的设计
Ⅰ轴的特点：
将运动传入变速箱的带轮，一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴不受带的拉力（带轮卸荷）。
若Ⅰ轴上安装正反用的离合器和制动器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装备很不方便，一般都希望在箱外将Ⅰ轴组装好后再整体装入箱内（最好是连皮带也组装在上面）。
卸荷装置：
带轮将动力传到Ⅰ轴有两种方式：
一类是带轮直接装在Ⅰ轴上。
除传递扭矩外，带的拉力也作用在轴上。
另一类是带轮装在轴承上，轴承套装在套筒（法兰盘）上，传给轴的只是扭矩，径向力有固定在箱体上的套筒承受。
这种结构称为卸
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