數(shù)控機(jī)床的部分進(jìn)行設(shè)計(jì),數(shù)控機(jī)床,部分,部份,進(jìn)行,設(shè)計(jì)
河南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)論文
數(shù)控機(jī)床的部分進(jìn)行設(shè)計(jì)
前 言
在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中接到的課題是對(duì)數(shù)控機(jī)床的部分進(jìn)行設(shè)計(jì)，我設(shè)計(jì)的是八軸轉(zhuǎn)塔自動(dòng)換刀裝置。接到課題后，進(jìn)行了充分的調(diào)研工作，查閱了大量的相關(guān)資料。數(shù)控機(jī)床是一種高科技的機(jī)電一體化產(chǎn)品，集微電子技術(shù)、計(jì)算機(jī)技術(shù)、自動(dòng)控制技術(shù)及伺服驅(qū)動(dòng)技術(shù)、精密機(jī)械技術(shù)于一身的高度機(jī)電一體化產(chǎn)品，是現(xiàn)代機(jī)床技術(shù)水平的重要標(biāo)志，是當(dāng)前世界機(jī)床技術(shù)進(jìn)步的主流。
數(shù)控機(jī)床隨著微電子技術(shù)、計(jì)算機(jī)技術(shù)、自動(dòng)控制技術(shù)的發(fā)展而得到飛躍的發(fā)展。目前幾乎所有的傳統(tǒng)機(jī)床都有數(shù)控機(jī)床的品種，數(shù)控機(jī)床逐漸成為機(jī)械工業(yè)技術(shù)改造的首選設(shè)備。但我們了解到我國(guó)的國(guó)營(yíng)大廠仍有一批老機(jī)床，隨著數(shù)控機(jī)床的發(fā)展這批老機(jī)床一定會(huì)被淘汰，但若對(duì)其進(jìn)行改造，將這批老機(jī)床改造成數(shù)控機(jī)床，這樣不但能延長(zhǎng)這批老機(jī)床的壽命、降低了成本，而且還能滿(mǎn)足機(jī)床自動(dòng)化的要求。因此，我們準(zhǔn)備對(duì)普通升降式銑床進(jìn)行改造。通過(guò)查閱有關(guān)書(shū)籍及大量的資料，我們將升降式銑床改為八軸轉(zhuǎn)塔式簡(jiǎn)易加工中心，實(shí)現(xiàn)不人工換刀的情況下短時(shí)間內(nèi)進(jìn)行銑、鏜、鉆的轉(zhuǎn)換。
通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我不但對(duì)數(shù)控機(jī)床的結(jié)構(gòu)有了系統(tǒng)的了解，并且還掌握了一種工業(yè)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的思維方式，對(duì)今后的工作及實(shí)踐都有幫助。
第一章 技術(shù)參數(shù)分析及方案的制定
§1.1 技術(shù)參數(shù)分析
由于主軸部件直接參與切削，因而數(shù)控機(jī)床的加工質(zhì)量很大程度上要靠它保證。因此，主軸部件主要參數(shù)有以下幾項(xiàng)：① 主軸部件旋轉(zhuǎn)精度。表現(xiàn)在工作時(shí)主軸回轉(zhuǎn)中心位置的不斷變化，即“主軸軸心漂移現(xiàn)象”，應(yīng)通過(guò)采用回轉(zhuǎn)精度好的軸承和提高與軸承配合表面的精度等方法來(lái)提高。② 靜剛度。靜剛度不足會(huì)造成加工的尺寸誤差和形狀誤差，并且會(huì)影響主軸部件的工作性能和壽命。因此，應(yīng)通過(guò)適當(dāng)加粗主軸直徑、選擇最佳跨距等方法來(lái)提高靜剛度。③ 抗振性。由于傳動(dòng)齒輪中存在缺陷或切削過(guò)程的再生自振等所引起的沖擊或交變力的干擾，從而使主軸產(chǎn)生振動(dòng)，這不但會(huì)影響加工精度和表面質(zhì)量，甚至?xí)辜庸o(wú)法進(jìn)行。因此，應(yīng)提高主軸的剛度。選用阻尼比大的主軸軸承，并且要求主軸部件的運(yùn)動(dòng)件要有足夠的精度并進(jìn)行動(dòng)平衡。④ 熱穩(wěn)定性。主軸部件工作時(shí)，由于與主軸相聯(lián)系的傳動(dòng)件或刀具傳來(lái)的切削熱等原因，主軸部件的溫度將上升，造成主軸部件的變形，影響主軸部件的工作性能。因此，應(yīng)通過(guò)減少部件中的發(fā)熱量，減少外部熱量傳入及創(chuàng)造良好的散熱條件來(lái)提高熱穩(wěn)定性。
§1.2 初步方案制定
§1.2.1 機(jī)床總體方案的制定
機(jī)床主機(jī)是數(shù)控機(jī)床的主體，它包括床身、底座、立柱、工作臺(tái)、主軸箱、進(jìn)給機(jī)構(gòu)、刀架及自動(dòng)換刀裝置等機(jī)械部件。它是在數(shù)控機(jī)床上自動(dòng)完成各種切削加工的機(jī)械部分。通常用提高結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的靜剛度、增加阻尼、調(diào)整結(jié)構(gòu)件質(zhì)量和固有頻率等方法來(lái)提高機(jī)床主機(jī)的剛度和抗振性，使機(jī)床主機(jī)能適應(yīng)數(shù)控機(jī)床連續(xù)自動(dòng)地進(jìn)行切削加工的需要。采取改善機(jī)床結(jié)構(gòu)布局、減少發(fā)熱、控制溫升及采用熱位移補(bǔ)償?shù)却胧?，可減少熱變形對(duì)機(jī)床主機(jī)的影響；采用高性能的主軸伺服驅(qū)動(dòng)和進(jìn)給伺服驅(qū)動(dòng)裝置，使數(shù)控機(jī)床的傳動(dòng)鏈縮短，可簡(jiǎn)化機(jī)床機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)；采用高傳動(dòng)效率、高精度、無(wú)間隙的傳動(dòng)裝置和傳動(dòng)元件，如：滾動(dòng)絲杠螺母副、滑動(dòng)導(dǎo)軌等傳動(dòng)元件。輔助裝置作為數(shù)控機(jī)床的配套部件，是保證充分發(fā)揮數(shù)控機(jī)床功能所必需的配套裝置。輔助裝置包括：液壓裝置，冷卻、潤(rùn)滑裝置，防護(hù)、照明等。液壓裝置是應(yīng)用液壓系統(tǒng)，使機(jī)床完成自動(dòng)換刀所需的動(dòng)作，實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)部件的制動(dòng)，完成工作臺(tái)的自動(dòng)夾緊、松開(kāi)，工件、刀具定位表面的自動(dòng)吹屑等輔助功能。排屑裝置的作用是將切屑從加工區(qū)域排出。迅速有效地排除切屑是保證數(shù)控機(jī)床高效率地自動(dòng)進(jìn)行切削加工的一種必備裝置。
§1.2.2 對(duì)于主軸部件的確定
在主軸電機(jī)的選擇上，為了能量轉(zhuǎn)換的高效率與信息轉(zhuǎn)換的高精度，快響應(yīng)和高度的穩(wěn)定性，對(duì)伺服電機(jī)的基本要求是：① 功率大，② 功率比大，③ 良好的調(diào)速性能，④ 優(yōu)良的控制特性，⑤ 便于維護(hù)，⑥ 散熱性好，其次價(jià)格方面也應(yīng)考慮。通過(guò)查閱資料，我了解到目前大多數(shù)數(shù)控機(jī)床的主傳動(dòng)系統(tǒng)都是使用直流或交流伺服電機(jī)通過(guò)變速齒輪帶動(dòng)主軸轉(zhuǎn)動(dòng)的方案。因?yàn)樵谥绷魉欧姍C(jī)與交流伺服電機(jī)之間，交流伺服電機(jī)有構(gòu)造簡(jiǎn)單，可達(dá)到的輸出功率最大，可達(dá)到的最大轉(zhuǎn)速最高，不許要維護(hù)，防爆特性好等特點(diǎn)，所以我選擇了交流電機(jī)。為了避免振動(dòng)和噪聲，我采用了電機(jī)通過(guò)皮帶帶動(dòng)主軸轉(zhuǎn)動(dòng)的傳動(dòng)方案。
對(duì)于主軸轉(zhuǎn)速的確定。由于采用了變頻器進(jìn)行變頻調(diào)速，并且因?yàn)樽冾l器在頻率為50HZ時(shí)，主軸轉(zhuǎn)速為750r/min，而變頻器的變頻范圍為50—200HZ,故主軸的轉(zhuǎn)速范圍為150—3000r/min。
對(duì)主軸軸承配置的主要形式的選擇。軸承配置的主要形式有三種：① 前軸承采用高精度雙列向心推力球軸承，這種方案有良好的高速性，但承載能力小；② 雙列和單列圓錐滾子軸承的組合，這種方案能承受重載荷，安裝調(diào)整性好，但限制主軸轉(zhuǎn)速和精度；③ 前軸承采用雙列短圓柱滾子軸承及角接觸球軸承組合，后支承采用雙列短圓柱滾子軸承，此配置可提高主軸的綜合剛度，可滿(mǎn)足強(qiáng)力切削的要求。所以我選擇了第三種方案。
對(duì)定位裝置的確定，由于機(jī)床要求精度較高，故我選擇用鼠齒盤(pán)定位。鼠齒盤(pán)是數(shù)控機(jī)床常用的定位裝置，相對(duì)于其他定位裝置，它有定位精度高、定心精度好、定位剛度好、使用于需要多種分度的場(chǎng)合并且磨損小。
§1.3 八軸轉(zhuǎn)塔式自動(dòng)換刀裝置結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
八軸轉(zhuǎn)塔頭上徑向分布著八根結(jié)構(gòu)完全相同的主軸1，主軸的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)由齒輪21輸入。當(dāng)數(shù)控裝置發(fā)出換刀指令時(shí)，先通過(guò)液牙撥叉（圖中未示出）將移動(dòng)齒輪6與齒輪21脫離嚙合，同時(shí)在中心油缸18的上腔通壓力油。由于活塞桿和活塞16固定在底座上，因此中心油缸18帶著由兩個(gè)止推軸承13和15支承的轉(zhuǎn)塔刀架體14抬起，兩個(gè)鼠齒盤(pán)7脫離嚙合。然后壓力油進(jìn)入轉(zhuǎn)位油缸，推動(dòng)活塞齒條，再經(jīng)過(guò)中間齒輪（圖中均未示出）使大齒輪5與轉(zhuǎn)塔刀架體14一起回轉(zhuǎn)45°，將下一工序的主軸轉(zhuǎn)到工作位置。轉(zhuǎn)位結(jié)束之后，壓力油進(jìn)入中心油缸18的下腔使轉(zhuǎn)塔頭下降，兩個(gè)鼠齒盤(pán)7重新嚙合，實(shí)現(xiàn)精確的定位。在壓力油的作用下，轉(zhuǎn)塔頭被壓緊，轉(zhuǎn)位油缸退回原位。最后通過(guò)液壓撥叉撥動(dòng)移動(dòng)齒輪6，使它與新?lián)Q上的主軸齒輪21嚙合（標(biāo)號(hào)見(jiàn)圖02）。
為了改善主軸結(jié)構(gòu)的裝配工藝性，整個(gè)主軸部件裝在套筒4內(nèi)，只要卸去螺釘，就可以將整個(gè)部件抽出。主軸前軸承24采用錐孔雙列圓柱滾子軸承，調(diào)整時(shí)先卸下端蓋2，然后擰動(dòng)螺母3，使內(nèi)環(huán)作軸向移動(dòng)，以便消除軸承的徑向間隙。為了便于卸出主軸錐孔內(nèi)的刀具，每根主軸都有操縱桿19，只要按壓操縱桿，就能通過(guò)斜面推動(dòng)頂桿22，頂出刀具。
轉(zhuǎn)塔主軸頭的轉(zhuǎn)位，定位和壓緊方式與鼠齒盤(pán)式分度工作臺(tái)極為相似。但因?yàn)樵谵D(zhuǎn)塔上分布著許多回轉(zhuǎn)主軸部件，使結(jié)構(gòu)更為復(fù)雜。由于空間位置的限制，主軸部件的結(jié)構(gòu)不可能設(shè)計(jì)得十分堅(jiān)實(shí)，因而影響了主軸系統(tǒng)的剛度。為了保證主軸的剛度，主軸的數(shù)目必須加以限制，否則將會(huì)使結(jié)構(gòu)尺寸大為增加。
轉(zhuǎn)塔主軸頭換刀方式的主要優(yōu)點(diǎn)在于省去了自動(dòng)松夾、卸刀、裝刀、加緊以及刀具搬運(yùn)等一系列復(fù)雜的操作，從而提高了換刀的可靠性，減少了刀具的裝卸造成的定位誤差，并顯著的縮短了換刀時(shí)間。
第二章 設(shè)計(jì)計(jì)算
§2.1 電動(dòng)機(jī)的選擇
1. 確定電動(dòng)機(jī)類(lèi)型。參閱同類(lèi)機(jī)床，選擇Y160L-8型異步電動(dòng)機(jī)，其額定功率為：Ped=7.5kw,滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為：720 r/min。
2. 確定主軸轉(zhuǎn)速。
由于主軸轉(zhuǎn)速范圍為：150—3000轉(zhuǎn)/分。
∴ 主軸轉(zhuǎn)速為：150 轉(zhuǎn)/分。
§2.2 計(jì)算總傳動(dòng)比
1. 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比。 i=720/150=4.8
2. 由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程指導(dǎo)》表2—1可得
帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為： i1=2
圓柱齒輪的傳動(dòng)比為： i2=2.4
錐齒輪的傳動(dòng)比為： i3=1
§2.3 計(jì)算各傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
1． 各軸轉(zhuǎn)速。
nⅠ=720 r/min
nⅡ=nⅠ/i1=720/2=360 r/min
nⅢ=nⅡ/i3=360 r/min
nⅣ=nⅢ/i2=360/2.4=150 r/min
2. 各軸輸出功率。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程指導(dǎo)》表2—4可查得
電動(dòng)機(jī)至主軸各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率為：帶傳動(dòng)：η1=0.95；滾動(dòng)軸承：η2=0.98；錐齒輪：η3=0.95：圓柱齒輪：η4=0.96。
由于電機(jī)輸出功率為： Pd =7.5 kw
故 PⅠ= Pd =7.5 kw
PⅡ= PⅠ*η1*η2 =6.98 kw
PⅢ= PⅡ*η2*η3 =6.49 k
PⅣ= PⅢ*η2*η4 =6.11 kw
3. 各軸轉(zhuǎn)矩：
TⅠ=9550*PⅠ/nⅠ=9550*7.5/720=99.47 N?m
TⅡ=9550*PⅡ/nⅡ=9550*6.98/360=185.2 N?m
TⅢ=9550*PⅢ/nⅢ=9550*6.49/360=172.17 N?m
TⅣ=9550*PⅣ/nⅣ=9550*6.11/150=389 N?m
§2.4 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
1. 確定計(jì)算功率Pca.
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表８—７查得 KA=1.1
故計(jì)算功率 Pca=KA*Pd=1.1*7.5=8.25kw
2. 選取V帶帶型。
根據(jù)Pca、nⅠ,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖８—８,應(yīng)選用ＳＰＡ型。
3. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表８—４和表８—８，取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑：D1=100mm。
根據(jù)式：D2=i1D1=2*100=200 mm,由表８—８取D2=224 mm。
驗(yàn)算帶速：由式v=π*D1*nⅠ/60/1000=3.77<35 m/s
故帶速合適。
4. 確定V帶基準(zhǔn)直徑。
由式0.7(D1+D2)
120°
故主動(dòng)輪上的包角合適。
6. 計(jì)算V帶的根數(shù)z。
由式 z=Pca/(P0+ΔP0)/Kα/KL
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表８—６c和８—６d得 P0=1.54 kw ΔP0=0.28 kw
表８—９和８—１０得 Kα=0.95 KL=0.89
故z=5.36 取 z=6
7. 計(jì)算預(yù)緊力F0
由式 F0=500*Pca*(2.5/Kα-1)/v/z+qv2
查表８—５（《機(jī)械設(shè)計(jì)》）得q=0.12 kg/m
則 F0=299.2 N
8. 計(jì)算作用在軸上的壓軸力Q
由式 Q=2*z*F0*sin(α1/2) 得 Q=3534.2 N
§2.5 錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
1．初步設(shè)計(jì)。
由式 de1≥1951*（KTⅠ/u*бHp2）1/3 mm 進(jìn)行估算。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表23?4—22和圖23?2—18d
可查得 K=1.5 ,бHlim=1300 N/mm2,sH′=1.1
且 u=n1/n2=360/360=1,T1=185.2 N?mm
∴ бHp′=бHlim/sH′=1300/1.1=1182 N/mm2
∴ de1≥1951（1.5*185.2/2.4/11822）1/3=85.1 mm
2． 幾何計(jì)算。
根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表23?4—4計(jì)算如下：
齒數(shù)：取z1=19,則z2=u*z1=19
分錐角：δ1=arctgz1/z2= arctg1=45° δ2=90°-45°=45°
大端模數(shù)： me=de1/z1=85.1/19=4.48 mm, 取me=4.5 mm
大端分度圓直徑： de1=z1*me=19*4.5=85.5 mm
de2=z2*me=19*4.5=85.5 mm
平均分度圓直徑：∵ φR=0.3
∴ dm1=de1*(1-0.5φR)=72.675 mm
dm2=72.672 mm
平均模數(shù)：Mm=me*(1-0.5φR)=3.825 mm
外錐距： Re=de1/2*sinδ=85.5/2/sin45°=60.46 mm
齒寬： b=φR*Re=0.3*60.46=18.14 mm 取齒寬為20mm
大端齒頂高： ha1=(1+x1)*me=4.5 mm ha2=4.5 mm
大端齒根高： hfe1=(1+c*-x1)*me=5.625 mm
hfe2=(1+c*-x2)*me=5.625 mm
齒頂角：θa1=θf(wàn)2 θa2= θf(wàn)1
齒根角：θf(wàn)1= arctghfe1/Re=5.32° θf(wàn)2=5.32°
頂錐角：δa1=δ1+θa1=45°+5.32°=50.32° δa2=50.32°
根錐角：δf1=δ1-θf(wàn)1=45°-5.32°=39.68° δf2=39.68°
大端齒頂圓直徑：dae1=de1+2*ha1*cosδ1=91.86 mm
dae2=91.86 mm
安裝距：根據(jù)結(jié)構(gòu)確定A1=100mm,A2=100mm
冠頂距：Ak1=de2/2-ha1*sinδ1=39.57mm
Ak2=de1/2-ha2sinδ2=39.57mm
大端分度圓齒厚：
s1=me(π/2+2*x1*tgα+xf1)=7.0686mm
s2=π*me-s1=4.5*π-s1=7.0686mm
大端分度圓弦齒厚：s1′=s1(1-s12/6/de12)=7.0605 mm
s2′=7.0605 mm
大端分度圓弦齒高：
ha1′=ha1+s12*cosδ1/4de1=4.6033 mm
ha2′=4.6033 mm
當(dāng)量齒數(shù)：zv1=z1/cosδ1=27 zv2=27
端面重合度:εva=[zv1(tgαva1-tgα)+zv2(tgαva2- tgα)]/2π
式中：αva1=arcos[zv1cosα/(zv1+2ha*+2x1)]=28.97°
αva2=28.97°
且標(biāo)準(zhǔn)齒中, ha*=1,c*=0.25,α=20° 則 εva=1.63
3． 接觸強(qiáng)度校核。
由式БH=（Ft*KA*KV*KHβ*KHα/0.85b/dm1*(u+1)/u）1/2*zE*zH*zεβ*zK≤бHP來(lái)進(jìn)行校核。
∵分度圓的切向力為： Ft=5096.7N
且由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表23?4—21、表23?4—24、式23?4—3、23?4—4、表23?4—25、圖23?4—21、表23?2—29和式23?4—10
可得： 使用系數(shù)KA=1.25
動(dòng)載荷系數(shù)KV=0.011
載荷分布系數(shù)KHβ=1.9
載荷分配系數(shù)KHα=1
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.5
彈性系數(shù)ZE=189.8 N/mm2
重合度、螺旋角系數(shù)Zεβ=0.889
錐齒輪系數(shù)ZK=1
∴бH=126.3 N/mm2
而бHP=бHlim/SHmim*ZLVR*Zx*Zw
由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》圖23?2—18d和圖23?2—21可得
試驗(yàn)齒輪接觸疲勞極限бHlim=1300 N/mm2
壽命系數(shù)ZN=1
潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)ZLVR=0.965
最小安全系數(shù)Shmim=1
尺寸系數(shù)Zx=1
工作硬化系數(shù)Zw=1
∴бHP=1254.5 N/mm2∵бH<бHP ∴合格
4.彎曲強(qiáng)度校核。
由式бF1=Ft*KA*KV*KFβ*KFα/0.85b/mm*Yfs*Yεβ
來(lái)進(jìn)行校核。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》式23·4—12，圖23·4—19和
圖23·2—28可得：
復(fù)合齒形系數(shù)YFS1=4.59,YFS2=4.59(zv1=zv2=27)
重合度、螺旋角系數(shù)Yεβ=0.57
其余項(xiàng)同前KFβ=KHβ, KFα=KHα
∴бF1=3.15 N/mm2
∴бF2=бF1*YFS2/YFS1=3.15 N/mm2
而許用彎應(yīng)力бFP=бFE/Sfmin*YN*YδrelT*YRTclT*Yx 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》式
23·4—13，圖23·—29d和圖23·2—31可得：
齒根基本強(qiáng)度бFE=630 N/mm2
壽命系數(shù)YN=1
相對(duì)齒根系數(shù)YδrelT=1
相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)YRTclT=1
尺寸系數(shù)Yx=1
最小安全系數(shù)sFmin=1.4
∴ 許用彎曲應(yīng)力值 бFP=450 N/mm2
∵бF1<бFP1, бF2<бFP2 ∴ 合格
§2.6 圓柱齒輪設(shè)計(jì)
1。 選定齒輪類(lèi)型、精度、材料及齒數(shù)。
按傳動(dòng)方案選用直齒圓柱齒輪，大小齒輪都選用硬齒面，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—1選得大小齒輪材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)淬火。齒面硬度為40—50HRC,由于對(duì)強(qiáng)度、速度及精度要求不高，故一般精度選為7級(jí)。選小齒輪齒數(shù)為24，則大齒輪齒數(shù)為z2=u*z1=24*2.4=58
2。 齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)。
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式 ： d1t≥2.32*3√Kt*T1/φd*(u+1)/u*(ZE/[б]H) 2
進(jìn)行試算。
⑴ 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—7、10—6，圖10—19、
10—21e，及式10—2、10—13可得
載荷系數(shù) Kt=1.3
齒寬系數(shù) φd=0.2
材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√Mpa
大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 бHlim1=бHlim2=1120 Mpa
應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60*n1*j*Lh=1037000000
N2=N1/u=423000000
壽命系數(shù) KHN1=0.89 KHN2=0.90
而接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力 (s=1)
[б]H1=KHN1*бHlim1/s=985.6 Mpa
[б]H2=KHN2*бHlim2/s=1008 Mpa
⑵ 計(jì)算。
① 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[б]H中較小的值
∴ d1t≥90.2mm
② 計(jì)算圓周速度v
V=л*d1t*n1/60/1000=1.79 m/s
③ 計(jì)算齒寬 b=φd*d1t=18.04 mm
④ 計(jì)算齒寬與齒高之比 b/h
模數(shù) mt=d1t/z1=3.76 mm
齒高 h=2.25mt=8.46 mm
∴ b/h =2.13
⑤ 計(jì)算載荷系數(shù)。
根據(jù)v=1.79 m/s,7級(jí)精度,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—8查得 Kv=1.12
假設(shè)KA*Ft/b>100 N/mm,由表10—3查得 KHα=KFα=1.0
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—2、10—4及圖10—13查得：
使用系數(shù) KA=1.25 KHβ=1.11 KFβ=1.17
∴ 載荷系數(shù)K=KA*KV*Kα*KHβ=1.55
⑥ 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的得分度圓直徑。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10—10a得： d1=d1t3√K/Kt=95.6 mm
⑦ 計(jì)算模數(shù)m. m=d1/z1=3.98 mm
3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)。
由式 m≥[2K*T1/φd/z12*(Yfα*Ysα/[б]F)] 1/3 進(jìn)行計(jì)算。
⑴ 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值。
① 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20d 、10—18，查得
大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限бFE1=бFE2=680 Mpa
彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.89, KFN2=0.9
② 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。
取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4,
∴[б]F1=KFN1*бFE1/s=427.4 Mpa
[б]F2=437.14 Mpa
③ 計(jì)算載荷系數(shù)K. K=KA*KV*Kα*KFα=1.64
④ 由表10—5（《機(jī)械設(shè)計(jì)》）查得：
齒形系數(shù) YFa1=2.65 YFa2=2.30
應(yīng)力校正系數(shù) Ysa1=2.29 Ysa2=1.72
⑤ 計(jì)算大小齒輪的YFa*Ysa/[б]F,并加以比較
YFa1*Ysa1/[б]F1=0.0098 YFa2*Ysa2/[б]F2=0.0090
∴ 小齒輪的數(shù)值大。
⑵ 設(shè)計(jì)計(jì)算。
由以上條件可得： m≥3.63 mm
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（及模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.63，圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4 mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑為95.6 mm.
∴ z1=d1/m=23.9 取z1=24 z2=u*z1=58
4．幾何尺寸計(jì)算。
⑴ 計(jì)算分度圓直徑。 d1=m*z1=96 mm d2=m*z2=232 mm
⑵ 計(jì)算中心距。 a=(d1+d2)/2=164 mm
⑶ 計(jì)算齒輪寬度。 b=φd*d1=19.2 mm
∴ 取B1=25 mm B2=20 mm
5．驗(yàn)算。
∵ Ft=2T1/d1=3583.33 N ∴ KA*Ft/b=224 N/mm>100 N/mm
∴ 合格。
§2.7 主軸部分的設(shè)計(jì)計(jì)算
1. 確定主軸材料。
參閱有關(guān)資料，選取主軸材料為40Cr.
2. 主軸直徑的選擇。
由《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》表5—12查得：
主軸前軸徑 D1=90 — 100, 取 D1=100 mm
后軸徑 D2=(0.7 — 0.85)D1=80 mm
3．主軸內(nèi)孔直徑、懸伸量、合理跨距及主軸長(zhǎng)度。
當(dāng)d/D=0.5時(shí)，空心軸的剛度為實(shí)心主軸剛度的90%，也就是對(duì)剛度影響不大，平均直徑 D=90 mm
∴ 主軸內(nèi)孔直徑 d=D/2=45 mm
按設(shè)計(jì)方案選：前軸承為3182120型，后軸承選為318211型
按類(lèi)比法參考《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》表5—14：
取 a/D1=1.0 定懸伸量為 a=100 mm
由《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》圖5—57，查出前、后軸承的剛度為： c1=11000000 N/cm, c2=7500000 N/cm
∴ c1/c2=1.47
且慣性距： I=π/64*(92*92 — 4.52*4.52)=302 cm4
∴ η=EI/c1/a3=0.549
由《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》圖5—44查得: L0/a=2.5
∴ L0=2.5a=250 mm ∴ 主軸長(zhǎng)為350 mm
6. 主軸靜剛度的計(jì)算。
1） 切削力的作用點(diǎn)： s = a+w (對(duì)銑床 w=B)
而對(duì)端銑刀： B=60 mm ∴ s=160 mm
主軸組件計(jì)算簡(jiǎn)圖
l=250 s=160
b=150 c=100
A B C
Q
已知切削力： （縱向）PH=939.7N
（橫向）PV=3719.7N
（垂直）Pa=1957.8N
2) 計(jì)算切削力P作用在s點(diǎn)引起主軸前端點(diǎn)的撓度ycsp
∵Ic=π*(904-31.5424)=3.172*106
P=(PH2+PV2) 1/2 =3836.56N
ycsp =P*[3sc2-c3/6EIc+lsc/3EI+(l+s)*(l+c)/ cBl2+sc/cAl2]
=0.000974mm
3) 計(jì)算力偶矩M作用在主軸前端c點(diǎn)產(chǎn)生的撓度yccM
yccM=P*[c2/cEIc+lc/3EI+(l+c)/ cBl2+c/cAl2]
其中M= Pa*D=1957.8*90=176202N*mm
∴ yccM=0.000162mm
4) 計(jì)算驅(qū)動(dòng)力Q作用在兩支承之間時(shí)，主軸前端c點(diǎn)的撓度ycmq
ycmq=Q [-b*c*(2l-b)*(l-b)/6EIl+(l+c)*(l-b)/cBl2-b8c/cAl2]
=0.000117mm
5) 求主軸前端c點(diǎn)的綜合撓度yc
αp=tg-1/( PH / PV )=75.82° αQ =γ-90°-α-ρ =64.28°
由于順銑αM =0°
∴ ycy=ycsp*sin αp+ycmQ*sinαQ+yccM*sinαM=0.000451
z軸上的分量代數(shù)和為：
ycz=ycsp*sinαp+ycmQ*sinαQ+yccm*sinam=0.001049 mm
∴ 綜合撓度yc為： yc=(ycy2+ycz2)1/2=0.00114 mm
∵ Pcy=(Pys+M*cosam)/c=3265.54 N Pcz=Pzs/c=5951.52 N
∴ Pc=(Pcy2+Pcz2) 1/2=6788.54 N
且 apc=arctg(Pcz/Pcy)=61.25° zyc=arcth(ycz/ycy)=66.74°
∴ J=Pc/1000yc/?apc-ayc?=5982.3 N/μm
∴ J>[J]=120 n/μm 故 合格。
§2.8 軸的設(shè)計(jì)
1. 軸的材料：第一軸選用45鋼，并進(jìn)行調(diào)質(zhì)或正火處理，第二軸選用40Cr。
2. 估算軸的直徑。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表16—2 取 A1=112， A2=110
∴ 第一軸： d1≥112*(6.98/360) 1/3=30.08 mm
第二軸： d2≥110*(6.49/360) 1/3=27.84 mm
3. 軸的強(qiáng)度校核。
⑴ 第一軸。① 軸的結(jié)構(gòu)圖、空間受力圖、彎矩圖及扭矩圖。
A Q C D Fr1 B
FRAz FRAy Ft1 FRBy
(a) Fa1 FRBz
A C 194427.27 D B
253357.88N?mm 242091.17N?mm
(b)
A C D B
(c) 45687.9 N?mm
A C D 199723.18N?mm
253357.88 N?mm 246364.6 N?mm
(d)
185199.88N?mm
A C (e) D B
A C D B 50929.97 N?mm
251573.8 N?mm
258426.15 N?mm 206114.56 N?mm
(f)
② 計(jì)算小錐齒輪受力。
Ft1=2TⅡ/dm1=5096.66 N
F′=Ft*tgα=1855.03 N
Fr1=F′*cosδ1=1311.7 N
Fa1=F′*sinδ1=1311.7 N
又已知帶輪的直徑為200 mm，小錐齒輪平均直徑為72.675 mm，帶輪壓軸力為3534.2 N。
③ 計(jì)算支成反力。
第一軸的空間受力圖如圖(a)所示，則該軸在xy平面內(nèi)的受力如下圖所示： A C D B
FRAy Q Ft1 FRBy
Fa1
對(duì)A點(diǎn)取矩得：
Q*AC+Ft1*AD+Fa1*dm1/2—FRBy *AB=0
∴ FRBy = 5667.6 N
對(duì)B點(diǎn)取矩得：
FRAy *AB+Q*CB+Ft1*DB—Fa1*dm1/2=0
∴ FRAy=2963.25 N
對(duì)D點(diǎn):左邊： FRAy*AD—Q*CD=194427.27 N?mm
右邊： FRAy*AD+Fa*dm1/2-Q*CD=242091.17N?mm
彎矩圖如圖b。
該軸在xz平面圖如下圖所示：
A C D B
FRAz Fr1 FRBz
對(duì)A取矩得： Fr1*AD—FRBz*AB=0
∴ FRBz=1069.6 N
對(duì)B取矩得： FRAz*AB—Fr1*DB
∴ FRAz=242.11 N
彎矩圖如圖c。
則合成彎矩為：
MD=(MxyD2+MxzD2)1/2=199723.18 N?mm
MD′=246364.6 N?mm
合成彎矩圖如圖d。
扭矩： TD=Ft1*dm1/2=185199.88 N?mm
扭矩圖如圖e所示。
由于軸的材料為：45鋼，бB=600 Mpa
∴ 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表16—3得：
[б+1]b=200 Mpa [б-1]b=55 Mpa
∴ α=55/200=0.275
∴ 當(dāng)量扭矩αT=0.275*185199.88=50929.97 N?mm
∴當(dāng)量彎矩為：
Mc′′=(Mc2+αT) 1/2=258426.15 N?mm
MD′′=206114.56 N?mm MD′′′=251573.8 N?mm
當(dāng)量彎矩圖如圖 f所示。
a) 校核軸徑。
∵ dc=(Mc′/0.1/[б-1]b) 1/3=36<44 mm
dD=(MD′/0.1/[б-1]b) 1/3=35.76<44 mm
∴ 軸的強(qiáng)度符合要求。
⑵．第二軸。
① 軸的結(jié)構(gòu)圖、空間受力圖、彎矩圖及扭矩圖如下圖所示：
Fa2
A C D Ft2 B
FRAz FRAy Ft Fr Fr2 FRBz FRBy
(a) 199545.81N?mm
151881.92 N?mm
A C D B
139375N?mm (b) 17129.99N?mm
A C D B
59312.5N?mm (c)
2002279.72N?mm
152844.87N?mm
A C D B
151470.67N?mm (d)
171999.84 N?mm 185199.88N?mm
A C D B
(e) 206653.89 N?mm
161106.84 N?mm
50929.97N ?mm
A C D B
158684.12N?mm (f)
② 計(jì)算齒輪受力。
錐齒輪： Ft2=5096.66 N Fr2=1311.7 N
Fa2=1311.7 N
圓柱齒輪： Ft=2TⅢ/d1=3583.33 N
Fr=Ft*tgα=1304.23 N
③ 計(jì)算支承力。
軸的空間受力圖如圖a所示，則該軸在xy平面內(nèi)的受力如下圖所示：
Fa
A C D Ft2 B
FRAy Ft FRBy
對(duì)A點(diǎn)取矩得：
FRBy*AB+Ft*AC—Ft2*AD+Fa2*dm2/2=0
∴ FRBy=3871.63 N
對(duì)B點(diǎn)取矩得：
FRAy*AB+Ft*CB—Ft2*DB—Fa2*dm2/2=0
∴ FRAy=2230 N (方向與假設(shè)方向相反)
對(duì)D點(diǎn)：
左邊：FRAy*AD+Ft*CD=151881.916 N?mm
右邊：FRAy*AD+Ft*CD—Fa*dm2/2=104218.02N?mm
彎矩圖如圖b所示。
該軸在xz平面內(nèi)受力圖如下圖所示：
Fr2
A FRAz C Fr D FRBz B
對(duì)B點(diǎn)取矩得：FRAz*AB+Fr*BC—Fr2*DB=0
∴ FRAz=949.03 N (方向與假設(shè)方向相反?)
對(duì)A點(diǎn)取矩得：FRBz*AB—Fr2*AD+Fr*AC=0
∴ FRBz=957.13 N
彎矩圖如圖c所示。
合成彎矩：
MC=(1393752+59312.52) 1/2=151470.67 N?mm
MD=(198789.62+39695.532)1/2=202714.18 N?mm
MD′=(151125.722+39695.532) 1/2=156252.08 N?mm
合成彎矩圖如圖 d所示。
扭矩： TC=Ft*d1/2=171999.84 N?mm
TD=Ft2*dm2/2=185199.84 N?mm
扭矩圖如圖e所示。
由于軸承材料為40Cr，бB=1000 Mpa
∴ 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表16—3得：
[б+1]b=330 Mpa [ б-1]b=90 Mpa
∴ α =0.275 ∴αTC=47299.96 N?mm αTD=50929.97 N?mm
∴ 當(dāng)量彎矩為：
MC′=(47299.962+151470.672) 1/2=158684.12 N?mm
MD′=(152844.872+50929.972) 1/2=161106.84 N?mm
MD′′=(200279.722+509269.972) 1/2=206653.89 N?mm
當(dāng)量彎矩圖如圖f所示。
④ 校核軸徑。
∵ dD=(MD′/0.1/[б-1]b) 1/3=28.42<44 mm
∴ 該軸的強(qiáng)度符合要求。
§2.9 軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算
1. 第一軸的軸承。
初選第一軸的軸承為：7407AC，其受力圖如下圖所示：
Fs1 Fa1 Fs2
1 FR1 FR2 2
已知： Fa1=1311.7 N Fr1=1311.7 N Ft1=5096.66 N
FR1y=2877.19 N FR1z=227.29 N
FR2y=5753.67 N FR2z=1084.4 N
① 計(jì)算兩軸承受到的徑向載荷FR1，F(xiàn)R2。
FR1=(FR1y2+FR1z2) 1/2=2886.15 N
FR2=(FR2y2+FR2z2) 1/2=5854.97 N
② 求兩軸承計(jì)算軸向力 FA1，F(xiàn)A2。
對(duì)于70000AC型軸承，按《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13—7
可得： 內(nèi)部軸向力 Fs=0.68FR
∴ Fs1=1962.58 N Fs2=3981.38 N
Fa1+Fs1=3274.28 N<3981.38 N
∴ 1壓緊，2放松
∴ FA1=Fs2—Fa1=2669.68 N
FA2=Fs2=3981.38 N
③ 求兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P1，P2
已知： e=0.68
∴ FA1/FR1=0.92>0.68=e
FA2/FR2=0.68=e
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13—5查得：
軸承1： X1=0.41, Y1=0.87
軸承2： X2=1, Y2=0
由表13—6查得 fp=1.2—1.8，取 fp=1.2
∴ P1=fp(X1*FR1+X2*FA1)=4207.13 N
P2=fp(X2*FR2+X2*FA2)=7025.96 N
∴ P2>P1, 應(yīng)以軸承2的受力大小驗(yàn)算。
④ 驗(yàn)算壽命。
∵ Lh′=2*8*300*2=9600 h
∴ Lh=106/60n(c/P2)ε=20786 h>Lh′ 故 合 格。
2. 第二軸的軸承。
初選第二軸的軸承為：7407AC，其受力圖如下圖所示：
Fs1 Fa2 Fs2
1 FR1 FR2 2
已知： Fa1=1311.7 N Fr1=1311.7 N Ft1=5096.66 N
FR1y=2230 N FR1z=949.03 N
FR2y=3871.63 N FR2z=957.13 N
① 計(jì)算兩軸承受到的徑向載荷FR1，F(xiàn)R2。
FR1=(FR1y2+FR1z2) 1/2=2423.54 N
FR2=(FR2y2+FR2z2) 1/2=3988.18 N
② 求兩軸承計(jì)算軸向力 FA1，F(xiàn)A2
對(duì)于70000AC型軸承，按《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13—7
可得： 內(nèi)部軸向力 Fs=0.68FR
∴ Fs1=1648 N Fs2=2711.97 N
Fa2+Fs2=4023.67 N>1648 N
∴ 1壓緊，2放松
∴ FA1=Fs2+Fa2=4023.67 N
FA2=Fs2=2711.97 N
③ 求兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P1，P2
已知： e=0.68
∴ FA1/FR1=1.66>0.68=e
FA2/FR2=0.68=e
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13—5查得：
軸承1： X1=0.41, Y1=0.87
軸承2： X2=1, Y2=0
由表13—6查得 fp=1.2—1.8，取 fp=1.2
∴ P1=fp(X1*FR1+X2*FA1)=5364.01 N
P2=fp(X2*FR2+X2*FA2)=4785.82 N
∴ P2Lh′ 故 合 格。
3．主軸軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算。
主軸的軸承由前軸承和后軸承組成，前軸承選用3182120型雙列圓柱滾子軸承，和兩個(gè)8120型推力球軸承
后軸承也選用3182116型雙列圓柱滾子軸承。
主軸軸承的校核：
已知： Lh′=2*8*300*2=9600 h
對(duì)前軸承： ① 雙列圓柱滾子軸承
∵ 當(dāng)量動(dòng)載荷 P=Fr=Fr1+Fr2
其中Fr1為直齒圓柱齒輪所受徑向力等于1304.23 N
Fr2為主軸所受的徑向切削力等于3836.56 N
∴ Fr=5140.79 N
而 P=Fr c=125000 N ε=10/3
∴ Lh=106/60n(c/P)ε=0.46*107 h>9600 h
故 合格
② 推力球軸承
其當(dāng)量動(dòng)載荷為P=Fa
而Fa=1957.8 N ∴ P=1957.8 N
∵ c=63400 N ε=3
∴ Lh=106/60n(c/P)ε=3773290.9 h>9600h
故 合格
③ 對(duì)后軸承：
∵ 當(dāng)量動(dòng)載荷 P=Fr=Fr1+Fr2
其中Fr1為直齒圓柱齒輪所受徑向力等于1304.23 N
Fr2為主軸所受的徑向切削力等于3836.56 N
∴ Fr=5140.79 N
而 P=Fr c=94200 N ε=10/3
∴ Lh=106/60n(c/P)ε=180230.24 h>9600 h
∴ 合格
故主軸軸承均符合要求。
§2.10 鍵強(qiáng)度的校核
鍵的材料均為：Q235
對(duì)1軸上的鍵：
帶輪： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可查得：
b=14 mm h=8 mm L=50 mm d=45 mm
∴ l=50—14=36 mm K=0.5h=4 mm
又由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得：[б]P=80 Mpa
且已知：T1=185200 N?mm
∴ бP=2*T1/k*l*d=50.8 Mpa<[б]P
故 強(qiáng)度合格
錐齒輪： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可查得：
b=12 mm h=8 mm L=45 mm d=44 mm
∴ l=45—12=33 mm K=0.5h=4 mm
又由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得：[б]P=80 Mpa
且已知：T1=185200 N?mm
∴ бP=2*T1/k*l*d=63.77 Mpa<[б]P
故 強(qiáng)度合格
對(duì)2軸上的鍵：
圓柱齒輪：由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可查得：
b=14 mm h=9 mm L=36 mm d=45 mm
∴ l=36—14=22 mm K=0.5h=4.5 mm
又由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得：[б]P=80 Mpa
且已知：T2=172.17 N?mm
∴ бP=2*T2/k*l*d=77.29 Mpa<[б]P
故 強(qiáng)度合格
錐齒輪： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可查得：
b=12 mm h=8 mm L=36 mm d=42 mm
∴ l=36—12=24 mm K=0.5h=4 mm
又由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得：[б]P=80 Mpa
且已知：T2=172.17 N?mm
∴ бP=2*T2/k*l*d=76.53 Mpa<[б]P
故 強(qiáng)度合格。
第三章 操作/使用說(shuō)明
§3.1 基本要求
針對(duì)八軸轉(zhuǎn)塔型的數(shù)控機(jī)床，選擇合理的加工對(duì)象。由于這臺(tái)機(jī)床為立式加工中心，則其加工的典型零件是箱蓋，法蘭盤(pán)和蓋板等板類(lèi)零件的一個(gè)面加工。它盡管沒(méi)有臥式機(jī)床那么大的適應(yīng)范圍，但對(duì)單面加工，由于機(jī)床價(jià)格便宜和工件在機(jī)床上安裝穩(wěn)定等特點(diǎn)，同樣取得很好的效果。為了充分發(fā)揮機(jī)床經(jīng)濟(jì)效益，建議生產(chǎn)管理部門(mén)在給這類(lèi)機(jī)床安排加工工件是考慮以下一些原則：
（1） 安排重復(fù)性加工的工件。它對(duì)每個(gè)新投產(chǎn)零件的準(zhǔn)備工時(shí)與機(jī)動(dòng)切削工時(shí)比較，所占比例較高。在反復(fù)使用時(shí)，生產(chǎn)周期可大大縮減，成本減少，取得更好經(jīng)濟(jì)效益。
（2） 加工工件批量應(yīng)大于經(jīng)濟(jì)批量。在普通機(jī)床上加工中小批量工件時(shí)，由于種種原因，純切削時(shí)間只能占實(shí)際工時(shí)的10％~20％，在使用數(shù)控機(jī)床時(shí)，使這比例可能上升到70％~80％，因此與普通設(shè)備加工對(duì)比，它的單件機(jī)動(dòng)工時(shí)要短的多，但準(zhǔn)備調(diào)整工時(shí)又往往要長(zhǎng)的多，所以用于加工批量太小的工件是不經(jīng)濟(jì)的，而且生產(chǎn)周期也不一定縮短。
（3） 盡管發(fā)揮機(jī)床的各種工藝特點(diǎn)，盡可能安排一些有加工精度要求的銑、鏜、鉆鉸等綜合加工工藝內(nèi)容。
（4） 加工內(nèi)容要適合機(jī)床的能力，如孔加工尺寸一般不要大于機(jī)床自動(dòng)換刀裝置允許的最大尺寸。
（5） 考慮車(chē)間生產(chǎn)能力平衡。作為單臺(tái)機(jī)床不可能承擔(dān)一個(gè)零件的全部加工工序，必然要和其他設(shè)備的工序轉(zhuǎn)接，有生產(chǎn)節(jié)拍要求，所以安排工序時(shí)既要考慮發(fā)揮數(shù)控機(jī)床的特長(zhǎng)，又要合理。
（6） 要根據(jù)加工工序的前后，一次性將刀具裝配好，以減少加工時(shí)間。
使用數(shù)控機(jī)床編制程序是重要的一個(gè)環(huán)節(jié)，編程方法主要分為自動(dòng)和手工兩類(lèi)，手工編程是目前在國(guó)內(nèi)使用數(shù)控機(jī)床的一種基本方法。掌握手工編程首先要了解以下內(nèi)容：
（1） 掌握程序編制所需的文字、地址、代碼等指令的含義。
（2） 掌握程序編制的規(guī)格，即各指令和代碼的使用方法和組合形狀等/
（3） 了解工件在數(shù)控設(shè)備上加工內(nèi)容的全部工藝過(guò)程和數(shù)控設(shè)備的各種操作要求和細(xì)節(jié)。
（4） 用已掌握的代碼、指令等，按程序編制規(guī)則規(guī)