CA6140和CJK6140組成,ca6140,以及,cjk6140,組成 第一章 緒論 1.1課題背景 1946年誕生了世界上第一臺電子計算機，這表明人類創(chuàng)造了可增強和部分代替腦力勞動的工具。它與人類在農(nóng)業(yè)、工業(yè)社會中創(chuàng)造的那些只是增強體力勞動的工具相比，起了質(zhì)的飛躍，為人類進入信息社會奠定了基礎。6年后，即在1952年，計算機技術(shù)應用到了機床上，在美國誕生了第一臺數(shù)控機床。 我國目前機床總量380余萬臺，而其中數(shù)控機床總數(shù)只有11.34萬臺，即我國機床數(shù)控化率不到3％。近10年來，我國數(shù)控機床年產(chǎn)量約為0.6～0.8萬臺，年產(chǎn)值約為18億元。機床的年產(chǎn)量數(shù)控化率為6％。我國機床役齡10年以上的占60％以上；10年以下的機床中，自動/半自動機床不到20％，F(xiàn)MC/FMS等自動化生產(chǎn)線更屈指可數(shù)（美國和日本自動和半自動機床占60％以上）。可見我們的大多數(shù)制造行業(yè)和企業(yè)的生產(chǎn)、加工裝備絕大數(shù)是傳統(tǒng)的機床，而且半數(shù)以上是役齡在10年以上的舊機床。用這種裝備加工出來的產(chǎn)品普遍存在質(zhì)量差、品種少、檔次低、成本高、供貨期長，從而在國際、國內(nèi)市場上缺乏競爭力，直接影響一個企業(yè)的產(chǎn)品、市場、效益，影響企業(yè)的生存和發(fā)展。所以必須大力提高機床的數(shù)控化率。 在美國、日本和德國等發(fā)達國家，它們的機床改造作為新的經(jīng)濟增長行業(yè)，生意盎然，正處在黃金時代。由于機床以及技術(shù)的不斷進步，機床改造是個"永恒"的課題。我國的機床改造業(yè)，也從老的行業(yè)進入到以數(shù)控技術(shù)為主的新的行業(yè)。在美國、日本、德國，用數(shù)控技術(shù)改造機床和生產(chǎn)線具有廣闊的市場，已形成了機床和生產(chǎn)線數(shù)控改造的新的行業(yè)。在美國，機床改造業(yè)稱為機床再生（Remanufacturing）業(yè)。從事再生業(yè)的著名公司有：Bertsche工程公司、ayton機床公司、Devlieg-Bullavd（得寶）服務集團、US設備公司等。美國得寶公司已在中國開辦公司。在日本，機床改造業(yè)稱為機床改裝（Retrofitting）業(yè)。從事改裝業(yè)的著名公司有：大隈工程集團、崗三機械公司、千代田工機公司、野崎工程公司、濱田工程公司、山本工程公司等。 1.2機床改造的內(nèi)容及意義 1.2.1研究意義 企業(yè)要在當前市場需求多變，競爭激烈的環(huán)境中生存和發(fā)展就需要迅速地更新和開發(fā)出新產(chǎn)品，以最低價格、最好的質(zhì)量、最短的時間去滿足市場需求的不斷變化。而普通機床已不適應多品種、小批量生產(chǎn)要求，數(shù)控機床則綜合了數(shù)控技術(shù)、微電子技術(shù)、自動檢測技術(shù)等先進技術(shù)，最適宜加工小批量、高精度、形狀復雜、生產(chǎn)周期要求短的零件。當變更加工對象時只需要換零件加工程序，無需對機床作任何調(diào)整，因此能很好地滿足產(chǎn)品頻繁變化的加工要求。 普通車床經(jīng)過多次大修后，其零部件相互連接尺寸變化較大，主要傳動零件幾經(jīng)更換和調(diào)整，故障率仍然較高，采用傳統(tǒng)的修理方案很難達到大修驗收標準，而且費用較高。因此合理選擇數(shù)控系統(tǒng)是改造得以成功的主要環(huán)節(jié)。 數(shù)控機床在機械加工行業(yè)中的應用越來越廣泛。數(shù)控機床的發(fā)展，一方面是全功能、高性能；另一方面是簡單實用的經(jīng)濟型數(shù)控機床，具有自動加工的基本功能，操作維修方便。經(jīng)濟型數(shù)控系統(tǒng)通常用的是開環(huán)步進控制系統(tǒng)，功率步進電機為驅(qū)動元件，無檢測反饋機構(gòu)，系統(tǒng)的定位精度一般可達±0.01至0.02mm，已能滿足CW6140車床改造后加工零件的精度要求。 1.2.2主要研究內(nèi)容及技術(shù)路線 (1)縱向和橫向滾珠絲杠的選型及校核。 (2)縱向和橫向步進電機的選擇。 (3)主軸交流伺服電機的選擇與校核。 (4)其他元件的選擇。 1.3 機床的經(jīng)濟型數(shù)控化改造主要解決的問題 (1) 恢復原功能，對機床、生產(chǎn)線存在的故障部分進行診斷并恢復。 (2) NC化，在普通機床上加數(shù)顯裝置，或加數(shù)控系統(tǒng)，改造成NC機床、CNC機床。 (3) 翻新，為提高精度、效率和自動化程度，對機械、電氣部分進行翻新，對機械部分重 新裝配加工，恢復原精度；對其不滿足生產(chǎn)要求的CNC系統(tǒng)以最新CNC進行更新。 (4) 技術(shù)更新或技術(shù)創(chuàng)新，為提高性能或檔次，或為了使用新工藝、新技術(shù)，在原有基礎上進行較大規(guī)模的技術(shù)更新或技術(shù)創(chuàng)新，較大幅度地提高水平和檔次的更新改造。 第二章 總體改造方案 首先是數(shù)控系統(tǒng)的選擇。本設計方案數(shù)控系統(tǒng)選用外購的成套產(chǎn)品。由于本人水平有限，做不出數(shù)控系統(tǒng)，只能選用成套的數(shù)控系統(tǒng)；再者，成套的數(shù)控系統(tǒng)功能要比自己搭建的功能豐富。這里選用廣州數(shù)控的928TB數(shù)控系統(tǒng)。 進給傳動的作用是接受數(shù)控系統(tǒng)的指令，驅(qū)動刀具作精確定位或按規(guī)定的軌跡作相對運動，加工出符合要求的零件，對進給傳動的要求是高精度、高速度。改造中我們采用廣州數(shù)控的928TB數(shù)控系統(tǒng)，其帶有X、Z軸控制功能，其采用步進電機開環(huán)驅(qū)動系統(tǒng)實現(xiàn)X、Z軸運動控制，這樣結(jié)構(gòu)簡單，安裝調(diào)試和維修都非常方便。電機有數(shù)控系統(tǒng)直接控制，不需要另外的步進電機控制系統(tǒng)。 加裝主軸脈沖發(fā)生器，以實現(xiàn)切削螺紋功能。脈沖發(fā)生器與主軸用同步帶連接。 拆除原車床的縱向和橫向絲杠、光杠、溜板箱及掛輪箱中的齒輪，用滾珠絲杠替換原有普通滑動絲杠，將選取的縱向滾珠絲杠副通過托架安裝在原溜板箱與床鞍連接的部位上，縱橫向滾珠絲杠兩端盡可能利用原固定和支承方式。 橫向進給機構(gòu)改造中，步進電機、齒輪箱體安裝在中拖板的后側(cè)?？v、橫向進給機構(gòu)都采用了一級齒輪減速，并用雙片齒輪錯齒法消除間隙，雙片齒輪間沒有加彈簧自動消除間隙，因為彈簧的彈力很難適應負載的變化情況。當負載較大時，彈簧彈力顯得小，起不到自動消除間隙的作用；當負載較小時，彈簧彈力又顯得大，則加速齒輪的磨損。為此采用人工定期調(diào)整螺釘緊固的辦法來消除間隙。 拆除原刀架和小拖板，換上數(shù)控可轉(zhuǎn)位刀架。數(shù)控系統(tǒng)自帶刀架控制器。 數(shù)控機床的加工是由程序控制完成的，所以坐標系的確定與使用非常重要。根據(jù) ISO841 標準，數(shù)控機床坐標系用右手笛卡兒坐標系作為標準確定。數(shù)控車床平行于主軸方向即縱向為Z軸，垂直于主軸方向即橫向為X軸，刀具遠離工件方向為正向。 CA6140 車床的坐標原點定在卡盤基座與主軸中心的交點上，數(shù)控系統(tǒng)是通過檢測參考點的具體位置來確定機床坐標系的，選用兩個接近開關(guān)X軸方向和Z軸方向各安裝在一個機床上，用于建立參考點，當移動刀架兩個都有信號輸出時，刀架的當前位置就為參考點R，測量XR和ZR，并將它寫入機床數(shù)據(jù)庫，即可在數(shù)控系統(tǒng)中建立坐標系。 圖2-1進給系統(tǒng)總體改造示意圖 58 第三章 數(shù)控系統(tǒng)的選擇 數(shù)控系統(tǒng)主要有三種類型，改造時，應根據(jù)具體情況進行選擇。 2.1步進電機拖動的開環(huán)系統(tǒng) 系統(tǒng)的伺服驅(qū)動裝置主要是步進電機、功率步進電機、電液脈沖馬達等。由數(shù)控系統(tǒng)送出的進給指令脈沖，經(jīng)驅(qū)動電路控制和功率放大后，使步進電機轉(zhuǎn)動，通過齒輪副與滾珠絲杠副驅(qū)動執(zhí)行部件。只要控制指令脈沖的數(shù)量、頻率以及通電順序，便可控制執(zhí)行部件運動的位移量、速度和運動方向。這種系統(tǒng)不需要將所測得的實際位置和速度反饋到輸入端，故稱該之為開環(huán)系統(tǒng)，該系統(tǒng)的位移精度主要決定于步進電機的角位移精度，齒輪絲杠等傳動元件的節(jié)距精度，所以系統(tǒng)的位移精度較低。該系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)試維修方便，工作可靠，成本低，易改裝成功。 2.2異步電動機或直流電機拖動，光柵測量反饋的閉環(huán)數(shù)控系統(tǒng) 該系統(tǒng)與開環(huán)系統(tǒng)的區(qū)別是：由光柵、感應同步器等位置檢測裝置測得的實際位置反饋信號，隨時與給定值進行比較，將兩者的差值放大和變換，驅(qū)動執(zhí)行機構(gòu)，以給定的速度向著消除偏差的方向運動，直到給定位置與反饋的實際位置的差值等于零為止。閉環(huán)進給系統(tǒng)在結(jié)構(gòu)上比開環(huán)進給系統(tǒng)復雜，成本也高，對環(huán)境室溫要求嚴。設計和調(diào)試都比開環(huán)系統(tǒng)難。但是可以獲得比開環(huán)進給系統(tǒng)更高的精度，更快的速度，驅(qū)動功率更大的特性指標?？筛鶕?jù)產(chǎn)品技術(shù)要求，決定是否采用這種系統(tǒng)。 2.3交/直流伺服電機拖動，編碼器反饋的半閉環(huán)數(shù)控系統(tǒng) 半閉環(huán)系統(tǒng)檢測元件安裝在中間傳動件上，間接測量執(zhí)行部件的位置。它只能補償系統(tǒng)環(huán)路內(nèi)部部分元件的誤差，因此，它的精度比閉環(huán)系統(tǒng)的精度低，但是它的結(jié)構(gòu)與調(diào)試都較閉環(huán)系統(tǒng)簡單。在將角位移檢測元件與速度檢測元件和伺服電機做成一個整體時則無需考慮位置檢測裝置的安裝問題。 　　當前生產(chǎn)數(shù)控系統(tǒng)的公司廠家比較多，國外著名公司的如德國SIEMENS公司、日本FANUC公司；國內(nèi)公司如廣州數(shù)控、中國珠峰公司、北京航天機床數(shù)控系統(tǒng)集團公司、華中數(shù)控公司和沈陽高檔數(shù)控國家工程研究中心等。選擇數(shù)控系統(tǒng)時主要是根據(jù)數(shù)控改造后機床要達到的各種精度、驅(qū)動電機的功率和用戶的要求,所以依據(jù)改造的具體要求選用合適的數(shù)控系統(tǒng)。 本設計是改造成經(jīng)濟型機床，所以選用廣州數(shù)控的GSK98TB數(shù)控系統(tǒng)，其為步進電機開環(huán)拖動，雖然精度不是很高，但優(yōu)于普通車床精度，且改造簡單。廣州數(shù)控的928TB數(shù)控系統(tǒng)，其最小指令單位：0.01mm，豐富循環(huán)加工指令：單頭、多頭螺紋、單面進刀自動切深等自動循環(huán)，內(nèi)外圓柱面、端面、錐面、球面、?切槽等粗加工循環(huán)，具有螺紋加工能力，中/英制螺紋加工：公制0.01～12.00mm螺矩、英制?2.20～200.00牙/英寸。性能適合經(jīng)濟型車床，操作界面簡單易懂，且為國產(chǎn)，對支持我國數(shù)控系統(tǒng)國產(chǎn)化有一定意義。 針對機床切削螺紋功能，主軸控制系統(tǒng)含有主軸控制功能，可以不必加裝光電編碼器，但是電機與主軸傳動比必須為1:1，因此選用主軸電機與主軸傳動比為1:1，這樣也可以簡化改造。 第四章 機械部分的改造 為了充分發(fā)揮數(shù)控系統(tǒng)的技術(shù)性能，保證改造后的車床在系統(tǒng)控制下重復定位精度，微機進給無爬行，使用壽命長、外型美觀，機械部分作了如下改動。 (1) 床身 為了使改造后的機床有較高的開動率和精度保持性，除盡可能地減少電器和機械故障的同時，應充分考慮機床零件、部件的耐磨性，尤其是機床導軌的耐磨性。增加耐磨性的方法有1，增加導軌的表面強度如：淬火；2，降低摩擦系數(shù)μ等。 當前國內(nèi)外數(shù)控機床的床身等大件多采用普通鑄鐵。而導軌則采用淬硬的合金鋼材料，其耐磨性比普通鑄鐵導軌高5至10倍。據(jù)此，在改造中利用舊床身，采用淬火制成導軌，貼塑用螺釘和粘劑固定在鑄鐵床身上。 粘接前的導軌工作表面采用磨削加工，表面粗糙度Ra0.8mm，以提高粘接強度。 (2) 主軸變速箱 選用數(shù)控系統(tǒng),主運動方式和傳統(tǒng)機床一樣都要求有十分寬廣的變速范圍（1～16）來保證加工時選擇合理的切速，從而獲得較高的生產(chǎn)率和表面質(zhì)量,所以要根據(jù)具體情況對主軸邊速箱進行改造。本設計方案拆除主軸機械變速系統(tǒng)，在主軸上增加了交流異步電動機變頻調(diào)速系統(tǒng)，改用數(shù)控系統(tǒng)直接調(diào)速。原因會在下文介紹。 (3) 拖板 拖板是數(shù)控系統(tǒng)直接控制的對象，不論是點位控制還是連續(xù)控制，對被加工零件的最后坐標精度將受拖板運動精度、靈敏度和穩(wěn)定性的影響。對于應用步進電機作拖動元件的開環(huán)系統(tǒng)尤其是這樣。因為數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出的指令僅使拖板運動而沒有位置檢測和信號反饋，故實際移動值和系統(tǒng)指令值如果有差別就會造成加工誤差。因此，除了拖板及其配件精度要求較高外，還應采取以下措施來滿足傳動精度和靈敏度要求。①在傳動裝置的布局上采用減速齒輪箱來提高傳動扭矩和傳動精度(分辨率為0.01mm)。傳動比計算公式為： （3-1） 式中：α為步進電機的步距角(度)；p為絲杠螺距，mm；δ為脈沖當量，即要求的分辨率，mm。②在齒輪傳動中，為提高正、反傳動精度必須盡可能的消除配對齒輪之間的傳動間隙，其方法有兩種，柔性調(diào)整法和剛性調(diào)整法。柔性調(diào)整法是指調(diào)整之后的齒輪側(cè)隙可以自動補償?shù)姆椒?，在齒輪的齒厚和齒距有差異的情況下，仍可始終保持無側(cè)隙嚙合。但將影響其傳動平穩(wěn)性，而且這種調(diào)整法的結(jié)構(gòu)比較復雜，傳動剛度低。剛性調(diào)整法是指調(diào)整之后齒輪側(cè)隙不能自動補償?shù)恼{(diào)整方法，它要求嚴格控制齒輪的齒厚及齒距誤差，否則傳動的靈活性將受到影響。但用這種方法調(diào)整的齒輪傳動有較好的傳動剛度，而且結(jié)構(gòu)比較簡單。在設備改造中應用的配對齒輪側(cè)隙方法是剛性調(diào)整法。③采用滾珠絲杠代替原滑動絲杠，提高傳動靈敏性和降低功率、步進電機力矩損失。 (4) 自動換刀裝置 為了滿足在一臺機床上一次裝夾完成多工序加工，可采用自動刀架。自動刀架不但可代替普通車床手動刀架，還可用作數(shù)控機床微機控制元件。刀架體積小，重復定位精度高，適用于強力車削并安全可靠。 (5) 拖板箱 采用數(shù)控系統(tǒng)控制。拆除原拖板箱，利用此位置安裝新拖板箱，新拖板箱除固定在滾珠絲杠的螺母上。掛輪箱、走刀箱拆除，使改造后的機床外型美觀、合理。改造后機床的啟動、停機均由數(shù)控系統(tǒng)完成，故拆除原機床操縱桿，變向杠、立軸等杠桿零件。 3.1 滾珠絲杠的選擇 3.1.1滾珠絲杠副的特點 滾珠絲杠副具有與滾動軸承相似的特征。與滑動絲杠副或液壓缸傳動相比，有以下主要特點： 傳動效率高:滾珠絲杠的傳動效率可達85%~98%，為滑動絲杠副的2~4倍，由于滾珠絲杠副的傳動效率高，對機械小型化，減少啟動后的顫動和滯后時間以及節(jié)約能源等方面，都具有重要意義。 運動平穩(wěn):滾珠絲杠副在工作過程中摩擦阻力小，靈敏度高，而且摩擦系數(shù)幾乎與運動速度無關(guān)，啟動摩擦力矩與運動時的摩擦力矩的差別很小。所以滾珠絲杠副運動平穩(wěn)，啟動時無顫動，低速時無爬行。 傳動可逆性:與滑動絲杠副相比，滾動絲杠副突出的特點是具有運動的可逆性。正逆?zhèn)鲃拥男蕩缀蹩筛哌_98%。滾珠絲杠副具有運動的可逆性，但是沒有象滑動絲杠副那樣運動具有自鎖性:因此，在某些機構(gòu)中，特別是垂直升降機構(gòu)中使用滾珠絲杠副時，必須設置防止逆轉(zhuǎn)的裝置。 可以預緊:通過對螺母施加預緊力能消除滾珠絲杠副的間隙，提高軸向接觸剛度，但摩擦力矩卻增加不大。 定位精度和重復定位精度高:由于滾珠絲杠副具有傳動效率高，運動平穩(wěn)，可以預緊等特點，所以滾珠絲杠副在工作過程中溫升較小，無爬行。并可消除軸向間隙和對絲杠進行預緊拉伸以補償熱膨脹，能獲得較高的定位精度和重復定位精度。 同步性好:用幾套相同的滾珠絲杠副同時驅(qū)動相同的部件和裝置時，由于反應靈敏，無阻滯，無滑移，其啟動的同時性，運行中的速度和位移等，都具有準確的一致性，這就是所謂同步性好。 使用壽命長:滾珠絲杠和螺母的材料均為合金鋼，螺紋滾道經(jīng)過熱處理，并淬硬至HRC58-62,經(jīng)磨削達到所需的精度和表面粗糙度。實踐證明，滾珠絲杠副的使用壽命比普通滑動絲杠副高5~6倍。 使用可靠，潤滑簡單，維修方便:與液壓傳動相比，滾珠絲杠副在正常使用條件下故障率低，維修保養(yǎng)也極為方便；通常只需進行一般的潤滑與防塵。在特殊使用場合，如核反應堆中的滾珠絲杠副，可在無潤滑狀態(tài)下正常工作。 3.1.2. 縱向滾珠絲杠螺母副的型號選擇與校核步驟 (1)最大工作載荷計算 滾珠絲杠上的工作載荷Fm (N) 是指滾珠絲杠副的在驅(qū)動工作臺時滾珠絲杠所承受的軸向力，也叫做進給牽引力。它包括滾珠絲杠的走刀抗力及與移動體重力和作用在導軌上的其他切削分力相關(guān)的摩擦力。 由于原普通CA6140車床的縱向?qū)к壥侨切螌к墸瑒t用公式3-2計算工作載荷的大小。 （3-2） 1）車削抗力分析 車削外圓時的切削抗力有Fx、Fy、Fz，主切削力Fz與切削速度方向一致，垂直向下，是計算車床主軸電機切削功率的主要依據(jù)。且深抗力Fy與縱向進給方向垂直，影響加工精度或已加工表面質(zhì)量。進給抗力Fx與進給方向平行且相反指向，設計或校核進給系統(tǒng)是要用它。 縱切外圓時，車床的主切削力Fz可以用下式計算： （3-3） =5360(N) 由 Fz:Fx:Fy=1:0.25:0.4 (3-4) 得 Fx=1340(N) Fy=2144(N) 因為車刀裝夾在拖板上的刀架內(nèi)，車刀受到的車削抗力將傳遞到進給拖板和導軌上，車削作業(yè)時作用在進給拖板上的載荷Fl、Fv和Fc與車刀所受到的車削抗力有對應關(guān)系，因此，作用在進給拖板上的載荷可以按下式求出： 拖板上的進給方向載荷 Fl=Fx=1340(N) 拖板上的垂直方向載荷 Fv=Fz=5360(N) 拖板上的橫向載荷 Fc=Fy=2144(N) 因此，最大工作載荷 =1.151340+0.04(5360+909.8) =1790.68(N) 對于三角形導軌K=1.15，f′=0.03~0.05,選f′=0.04(因為是貼塑導軌)，G是縱向、橫向溜板箱和刀架的重量，選縱向、橫向溜板箱的重量為75kg,刀架重量為15kg. (2)最大動載荷C的計算 滾珠絲杠應根據(jù)額定動載荷Ca選用，可用式3-5計算： C=， (3-5) L為工作壽命，單位為10r,L=60nt/10;n為絲杠轉(zhuǎn)速（r/min）,n=;v為最大切削力條件下的進給速度（m/min）,可取最高進給速度的1/2~1/3;L0為絲杠的基本導程，查資料得L。=12mm；fm為運轉(zhuǎn)狀態(tài)系數(shù)，因為此時是有沖擊振動，所以取fm=1.5。 V縱向=1.59mm/r 1400r/min=2226mm/min n縱向=v縱向1/2 /L。=22261/2 /12=92.75r/min L=60nt/10=6092.7515000 /10=83.5 則 C= =1.51790.68=11740(N) 初選滾珠絲桿副的尺寸規(guī)格，相應的額定動載荷Ca不得小于最大動載荷C:因此有 Ca>C=11740N. 另外假如滾珠絲杠副有可能在靜態(tài)或低速運轉(zhuǎn)下工作并受載，那么還需考慮其另 一種失效形式-滾珠接觸面上的塑性變形。即要考慮滾珠絲杠的額定靜載荷Coa是否充分地超過了滾珠絲杠的工作載荷Fm,一般使Coa/Fm=2~3. 初選滾珠絲杠為：外循環(huán)，因為內(nèi)循環(huán)較外循環(huán)絲杠貴，并且較難安裝?？紤]到簡易經(jīng)濟改裝，所以采用外循環(huán)。并考慮原車床絲杠尺寸為T40 X 12，選取滾珠絲杠直徑為40mm，型號為CD40X6-2.5－P2。主要參數(shù)為 Dw=4.763mm,L。=8mm,dm=40mm,λ=2o19′，圈數(shù)列數(shù)2.51 (3) 縱向滾珠絲杠的校核 1)傳動效率計算 滾珠絲杠螺母副的傳動效率為 = tgλ/tg(λ+φ)= tg 2o19′/tg(2o19′+10′)=92% (3-6) 2)剛度驗算 滾珠絲杠副的軸向變形將引起導程發(fā)生變化，從而影響其定位精度和運動平穩(wěn)性， 滾珠絲杠副的軸向變形包括絲杠的拉壓變形，絲杠與螺母之間滾道的接觸變形，絲杠的扭轉(zhuǎn)變形引起的縱向變形以及螺母座的變形和滾珠絲杠軸承的軸向接觸變形。 1_絲杠的拉壓變形量δ1 δ1=FmL / EA (3-7) =1790.682280 / 20.610π(31.5)2 = 0.0064mm 2 滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量δ2 采用有預緊的方式， 因此用公式 δ2= 0.0013 (3-8) = =0.0028mm 在這里 =1/3Fm=1/31790.68=597N Z=π dm/Dw=3.1463/4.763=41.53 ZΣ=41.533.51=145.36 絲杠的總變形量δ=δ1+δ2=0.0064+0.0028=0.0092mm<0.015mm 查表知E級精度絲杠允許的螺距誤差為0.015mm,故所選絲杠合格。 3)壓桿穩(wěn)定性驗算 滾珠絲杠通常屬于受軸向力的細長桿，若軸向工作負載過大，將使絲杠失去穩(wěn)定而產(chǎn)生縱向屈曲，即失穩(wěn)。失穩(wěn)時的臨界載荷為Fk =fzπEI/L （3-9） 式中：E為絲杠材料彈性模量，對鋼E=20.610 Mpa; I為截面慣性矩，對絲杠圓截面I=πd1/64（mm）(d1為絲杠的底徑)；L為絲杠的最大工作長度（mm）;fz為絲杠的支撐方式系數(shù)由表3-1查得。 表3.1 支撐方式系數(shù)表 方式 兩端端自由 一端固定一端自由 兩端固定 兩端簡支 Fz 0.25 2.0 4.0 1.0 由=fzπEI/L 且 fz=2.0 ， E=20.610Mpa ， I=πd1/64, L=2800mm為絲杠的長度 由于 I =πd1/64 =π(40-5.953)/64 =3.1457.047/64=517903mm =23.1420.610 517903/(2800) =727959 =727959/1857 =392>>4 所以絲杠很穩(wěn)定。 3.1.3．橫向滾珠絲杠螺母副的型號選擇與校核步驟 (1)型號選擇 1) 最大工作載荷計算 　由于導向為貼塑導軌，則：k=1.4 f ′=0.05 ，F(xiàn)l為工作臺進給方向載荷， Fl=2144N ， Fv=5360N ， Fc=1340N ，G=60kg ， t=15000h， 最大工作載荷： F m=kFl+ f′(Fv+2Fc+G) =1.42144+0.05(5360+21340+9.875) =3452.6N 2)最大動負載的計算 v橫=1400r/min 0.79mm/r = 1106 mm/min n橫絲= v橫1/2 / L?？v=11061/2 / 5 =110.6r/min L=60nt/10=1106110.615000 /10=99.54 C =fmFm=99.541.53352.6=23283.8N 初選滾珠絲杠型號為:CD25×6-3.5-E 其基本參數(shù)為 Dw =3.969mm ，λ=2°11′，L。=6mm，dm=25mm，圈數(shù)列數(shù)3.51 (2)橫向滾珠絲杠的校核 1)傳動效率計算 η=tg λ/tg (λ+φ)=tg2°11′/tg(2°11′+10′)=93% 2)剛度驗算 1絲杠的拉壓變形量 δ1=±FmL/EA = ±3352.6320/20.610π252 =± 0.0026mm 2滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量 δ2=0.0013 =0.0013= 0.0099mm 在這里 Fyj===1118N Z=dm/Dw=3.1450/3.969=39.56 ZΣ=39.563.51=138.48 絲杠的總變形量 δ=δ1+δ2=0.0026+0.0099=0.0125mm<0.015mm 查表知E級精度絲杠允許的螺距誤差為0.015mm,故所選絲杠合格。 3.2 減速器箱體的設計 一般機床數(shù)控改造后，步進電機和軸之間用齒輪減速。 取縱向和橫向的脈沖當量分別為： 縱向 0.01 橫向 0.005 為減少減速機構(gòu)的體積設定中心距A=(z1+z2)m/2=67.5 其中m=1.5 z1+z2=90(齒) 則以橫向脈沖計算為例 i=z1/z2=45/45時，則脈沖當量為0.005mm 因此縱向與橫向的減速機構(gòu)可以相同，為了降低成本將橫縱減速器結(jié)構(gòu)設置為一樣。 3.2.1．軸的計算：（縱向輸入軸） 由公式： d ≥=A （3-10） 可初選軸的直徑 由于T=5N.m,由于采用的是45號鋼，正火硬度[]為170-217HBS,扭曲疲勞極限-1=124，軸材料的許用切應力為45MPa 則對于縱向輸入軸： d輸入===8.2mm （3-11） 在這里，d為軸的直徑(mm),T為軸傳遞的轉(zhuǎn)矩（N.mm）, []為軸材料的許用切應力（MPa）,則縱向輸入軸軸徑取18mm,輸出軸軸徑取25mm 對于橫向輸入軸： d輸入===12mm （3-12） 橫向輸入軸軸徑可取18mm，輸出軸軸徑可取25mm。 綜上可知：縱向與橫向可用一種減速機構(gòu)。軸材料為45號鋼，精度5級。 3.2.2．減速器箱體尺寸 a=67.5mm 下箱體壁厚 =0.025a+3≥8 則=8 上箱蓋壁厚 =0.03a+3≥8 則=8 地角螺釘數(shù)目n 由于a≤250mm n=4 地角螺釘直徑 df=0.036a+12 取df=M8 齒輪端面與內(nèi)箱壁最小距離 2==8mm 3.2.3．減速齒輪 n45與n45嚙合 計算公式為： =1.6d =0.5(D2+D1) L=(1.2~1.5)d 一般取l=b C=0.2b 但是不小于10 R=0.5l N=0.5mn mn為模數(shù) 。=（2.5~4）mn 但是不小于8mm 圖3-1 齒輪結(jié)構(gòu)圖 因此輸入軸齒輪d=18mm =1.6d=28.8mm =67.5-3-7.5=57mm =0.5(57+28.8)=42.9mm =3.75mm da=67.5mm d。=0.25（57-28.8）=7.05mm =1.2d=21.6mm c=0.221.6=4.32mm r=0.5=2.16mm n=0.51.5=0.75 為了更好得使輸入軸與輸出軸嚙合且因D1=28.8〉d=18的原因會導致齒輪的剛度下降，采用圖3-2形狀，以下輸出軸與輸入軸均采用這種圖B結(jié)構(gòu)。 圖3-2 齒輪結(jié)構(gòu)圖 則由上列數(shù)據(jù)可知 =21.6mm da=67.5mm d=18mm ha=mn=1.5mm hf=1.2mn=1.8mm 輸出軸用圖3-2結(jié)構(gòu) 則由公式得 d=25mm =1.6d=40mm =0.5(57+40)=48.5mm =2.5 1.5=3.75mm da=67.5mm d。=0.25(57-40)=4.25mm =1.225=30mm c=0.2b30=10mm r=0.5c=5mm n=0.51.5=0.75mm 齒輪精度按：GB10095-88 6級精度 ，其適應于高速度下平穩(wěn)回轉(zhuǎn)并要求有最高效率和低噪音，傳動效率為99%。 減速器簡圖 圖3-3 減速器簡圖 3.3軸承的選擇 3.3.1．選型 深溝球軸承GB276-82 圖3-4 深溝球軸承 （1）減速器輸入端的軸承選擇： d=18mm，則其型號為： 表3.2 深溝球軸承1000803尺寸與性能 深溝球軸承型號 d D B 額定動負荷C 額定靜負荷C。 極限轉(zhuǎn)速（脂潤滑） 1000803 18 26 5 1700N 1050N 19000r/min （2）減速器輸出端的軸承選擇： d=25mm則其型號為： 表3.3 深溝球軸承1000805尺寸與性能 深溝球軸承型號 d D B 額定動負荷C 額定靜負荷C。 極限轉(zhuǎn)速（脂潤滑） 1000805 25 37 7 2900N 2000N 15000r/min 3.3.2校核 由于減速器軸的軸向載荷是經(jīng)過60度推力軸承才輸入減速器的所以軸向載荷Fa很小徑向載荷基本也是由于安裝方面誤差所導致所以也很小。軸承合乎要求。 3.4軸承蓋的設計 3.4.1悶蓋 計算公式： 圖3-5 悶蓋 =D+(2~2.5)d3+2S2(有套環(huán)) （3-13） =+(2.5~3)d3 =(0.85~0.9)D d。=d3+（1~2） D≤100mm時n=4 D>100mm時n=6 m由結(jié)構(gòu)確定，在這里均取3,d3為螺釘直徑. （1）D=26時的尺寸 =n-d3-1 則d3=2.5 取M4的螺釘 =26+2.52.5=32.25 =32.25+32.5=39.25=0.9D=0.926=23.4 m=3 （2）D=37d3=2.5mm 取M4的螺釘 =37+6.25=43.25mm =43.25+7.5=50.75mm =0.937=33.3mm m=3mm 3.4.2 通蓋 圖3-6 通蓋 =D+(2~2.5)d3+2S2(有套環(huán)) =D。+(2.5~3)d3 =(0.85~0.9)D d。=d3+（1~2） D≤100mm時n=4 D>100mm時n=6 m由結(jié)構(gòu)確定，在這里均取3mm,d3為螺釘直徑. （1）D=6通蓋尺寸，內(nèi)加密封圈 d3取M4螺釘 =32.5 =39.75 =23.4 d=18 m=3 （2）D=37通蓋尺寸 d3取M4螺釘 =43.25 =50.75 =33.3 d=25 m=3 3.5絲杠軸承的選型與校核 3.5.1滾珠絲杠用軸承的選型 選用型號 7602025TVP的60゜推力角接觸軸承 軸徑 d=25mm 外徑d=52mm 寬度B=15mm 球徑Dw=6.35mm 球數(shù)Z=16 動載荷Ca=22000N 靜載荷Coa=44000N 預加載荷500N 極限轉(zhuǎn)速2600r/min 3.5.2校核 大部分滾動軸承是由于疲勞點蝕而失效的。軸承中任一元件出現(xiàn)疲勞步剝落擴展跡象前院運轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)數(shù)或一定轉(zhuǎn)速下的工作小時數(shù)稱為軸承壽命（指的是兩個套圈間的相對轉(zhuǎn)數(shù)或相對轉(zhuǎn)速）。 同樣的一批軸承載相同工作條件下運轉(zhuǎn)，各軸承的實際壽命大不相同，最高和最低的可能相差數(shù)十倍。對一個具體軸承很難預知其確切壽命，但是一批軸承則服從一定的概率分布規(guī)律，用數(shù)理統(tǒng)計的方法處理數(shù)據(jù)可分析計算一定可靠度R或失效概率n下的軸承壽命。實際選擇軸承時常以基本額定壽命為標準。軸承的基本額定壽命是指90%可靠度，常用材料和加工質(zhì)量，常規(guī)運轉(zhuǎn)條件下的壽命，以符號L10(r)或L10h(h)表示。不同可靠度，特殊軸承性能和運轉(zhuǎn)條件時其壽命可對基本額定壽命進行修正，稱為修正額定壽命。 標準中規(guī)定將基本額定壽命一百萬轉(zhuǎn)（10r）時軸承所能承受的恒定載荷取為基本額定動載荷C。也就是說，在基本額定動載荷作用下，軸承可以工作10r而不發(fā)生點蝕失效，其可靠度為90%。基本額定動載荷大，軸承抗疲勞的承載能力相應較強。徑向基本額定動載荷Cr對向心軸承（角接觸軸承除外）是指徑向載荷，對角接觸軸承則是指引起軸承套圈間產(chǎn)生相對徑向位移時的載荷徑向分量。對推力軸承，軸向基本額定動載荷Ca是指中心軸向載荷。 (1) 當量載荷 滾動軸承若同時承受徑向和軸向聯(lián)合載荷，為了計算軸承壽命時在相同條件下比較，需將實際工作載荷轉(zhuǎn)化為當量動載荷。在當量動載荷作用下，軸承壽命與實際聯(lián)合載荷下軸承的壽命相同。 當量動載荷P的計算公式是： P= （3-14） 表3.4 軸承滾動當量動載荷計算的X,Y值 軸承類型 Fa/Cor e 單向軸承 雙列軸承 Fa/Fr≤e Fa/Fr>e Fa/Fr≤e Fa/Fr>e X Y X Y X Y X Y 角 接 觸 球 軸 承 α= 15° 0.015 0.38 1 0 0.44 1.47 1 1.65 0.72 2.39 0.029 0.4 1.40 1.57 2.28 0.058 0.43 1.30 1.46 2.11 0.087 0.46 1.23 1.38 2 0.12 0.47 1.19 1.34 1.93 0.17 0.50 1.12 1.26 1.82 0.29 0.55 1.02 1.14 1.66 0.44 0.56 1.00 1.12 1.63 0.58 0.56 1.00 1.12 1.63 當量動載荷式中Fr為徑向載荷，N；Fa為軸向載荷，N；X，Y分別為徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)，可由上表查出。 上表中，e是一個判斷系數(shù)，它是適用于各種X,Y系數(shù)值的Fa/Fr極限值。試驗證明，軸承Fa/Fr≤e或 Fa/Fr>e時其X,Y值是不同的。單列向心軸承或角接觸軸承當Fa/Fr≤e時，Y=0,P=Fr,即軸向載荷對當量動載荷的影響可以不計。深溝球軸承和角接觸球軸承的e值隨Fa/Cor的增大而增大。Fa/Cor反映軸向載荷的相對大小，它通過接觸角的變化而影響e值。 =0°的圓柱滾子軸承與滾針軸承只能承受徑向力，當量動載荷Pr=Fr;而=90°的推力軸承只能承受軸向力，其當量動載荷Pa=Fa。 由于機械工作時常具有振動和沖擊，為此，軸承的當量動載荷應按下式計算： P=fd(XFr+Yfa) 沖擊載荷系數(shù)fd由表3.3選取 表3.5 沖擊載荷系數(shù)表 載荷性質(zhì) 機器舉例 fd 平穩(wěn)運轉(zhuǎn)或輕微沖擊 電機，水泵，通風機，汽輪機 1.0~1.2 中等沖擊 車輛，機床，起重機，冶金設備，內(nèi)燃機 1.2~1.8 強大沖擊 破碎機，軋鋼機，振動篩，工程機械， 石油鉆機 1.8~3.0 由于軸承載荷與縱向載荷之比： ==0.25C’ 此軸承合乎要求 另外由于橫向絲杠與縱向絲杠采用同一軸承，且載荷小于縱向，因此同理可驗證其是合理的。 3.6主軸脈沖發(fā)生器的安裝 將脈沖發(fā)生器與原車床掛輪組首根外伸軸采用同步齒形帶聯(lián)接，這能最大限度的利用原車床附件。這同樣需要制造一對相同齒數(shù)的齒輪及脈沖發(fā)生器固定裝置，且需要對掛輪組首根外伸軸改造。本設計采用此方案。 （1）安裝前準備工作 圖3.7 CA6140掛輪組示意圖 1-掛輪軸a 2-掛輪a 3—掛輪架 4-掛輪軸b 5-掛輪b 6-主軸箱 ①把掛輪a 、掛輪b、掛輪軸b 、掛輪架拆除； ②在掛輪軸a上銑一個鍵槽，用于聯(lián)接齒輪，并車一段外螺紋； ③做一個支架，用于固定脈沖發(fā)生器 ④準備一對相同齒數(shù)的齒輪以及同步齒形帶 （2）安裝 ①把支架固定在進給箱外表面，2個L型支架用螺栓連接； ②把脈沖發(fā)生器固定在支架上； ③安裝齒輪及同步帶。齒輪和軸，采用過盈配合。 ④主軸傳動可經(jīng)過原有CA6140車床主軸箱中58/58和33/33兩級齒輪(實現(xiàn)1∶1)傳遞到原有CA6140車床的掛輪軸a。 ⑤安裝總圖如 圖3.8脈沖編碼安裝示意圖 1-掛輪軸 2-同步齒形帶 3-脈沖發(fā)生編碼器 4-支架 （2）主軸脈沖發(fā)生器安裝注意事項 主軸脈沖發(fā)生器屬于光學元件，安裝時應小心輕放； 不能有較大的沖擊和振動，以防損壞玻璃光柵盤，造成報廢； 更應注意主軸脈沖發(fā)生器的最高運行轉(zhuǎn)速，車床主軸的轉(zhuǎn)速必須小于此轉(zhuǎn)速，以免損壞脈沖發(fā)生器。 第五章 電機的選擇 4.1主軸電機的選擇 機床主傳動的作用是把電機的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩通過一定途徑傳給主軸，使工件以不同的速度運動，主傳動性能的好壞，直接影響零件的加工質(zhì)量和生產(chǎn)效率?？紤]到改造的經(jīng)濟性，可采用機床原有的普通三相異步交流電動機拖動?？紤]到加工過程中當電網(wǎng)電壓和切削力矩發(fā)生變化時，電機的轉(zhuǎn)速也會隨之波動，直接影響加工零件的表面粗糙度。因此為提高加工精度，實現(xiàn)主軸自動無級變速，改用主軸伺服電機，從而不需進行機械換檔。 采用機床原有的普通三相異步交流電動機拖動，在機床轉(zhuǎn)速需要改變時，需要停機手動調(diào)轉(zhuǎn)速，若采用主軸伺服系統(tǒng)，則不需要停車手動變速，實現(xiàn)調(diào)速自動化，節(jié)省操作時間，提高生產(chǎn)效率，同時減輕工人勞動強度。 這里選用ZJY208-7.5B型主軸伺服電機，采用全封閉式無外殼風冷結(jié)構(gòu)，外形美觀、結(jié)構(gòu)緊湊。采用優(yōu)化的電磁設計，電磁噪聲低、運行平穩(wěn)、效率高。采用進口高精度軸承和轉(zhuǎn)子高精度動平衡工藝,確保電機運行在最高轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)穩(wěn)定可靠,振動小、噪聲低，采用變頻電機專用耐電暈漆包線，F(xiàn)級絕緣等級，IP54防護等級，確保電動機在-15～40℃環(huán)境溫度及粉塵油霧環(huán)境下可靠使用。采用高速、高精度光電編碼器，與高性能驅(qū)動器配合可作高精度速度和位置控制。過載能力強，可30分鐘150%額定功率下可靠運行。耐沖擊，壽命長，性能價格比高。 這里選用DAP03-075型交流異步主軸伺服驅(qū)動單元來控制電機的運動。DAP03交流異主軸伺服驅(qū)動單元采用高性能 DSP和CPLD 等集成芯片實現(xiàn)數(shù)字式控制，可靠高，智能功率 IPM 模塊驅(qū)動，動態(tài)響應特性好，采用異步電機矢量控制算法，有效調(diào)速范圍寬，從1.5r/min-6000r/min,其中恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速范圍為1.5r/min-1500r/min,轉(zhuǎn)速波動小。只需外部觸點信號就能實現(xiàn)主軸定位，380V電源直接輸入，不需要電源變壓器，安裝方便、成本低。由數(shù)控系統(tǒng)來輸出0-10V信號來控制伺服驅(qū)動單元，進而控制電機運動。 4.2縱向步進電機的選擇 4.2.1 確定系統(tǒng)的脈沖當量 脈沖當量是指一個進給脈沖使機床執(zhí)行部件產(chǎn)生的進給量，它是衡量數(shù)控機床加工精度的一個基本技術(shù)參數(shù)。因此，脈沖當量應根據(jù)機床精度的要求來確定，CA6140的定位精度為±0.015mm，因此選用的脈沖當量為0.01mm/脈沖 ~ 0.005mm/脈沖。本設計采用的數(shù)控系統(tǒng)脈沖當量為0.01mm/脈沖。 4.2.2步距角的選擇 根據(jù)步距角初步選步進電機型號，并從步進電機技術(shù)參數(shù)表中查到步距角θb ，三種不同脈沖分配方式對應有兩種步距角。步距角θb 及減速比 i與脈沖當量δp 和絲杠導程 L0 有關(guān)。初選電機型號時應合理選擇θb及i, 并滿足： θb ≤(δpi360)/L0 （4-1） 由上式可知： θb ≤δpi360/L0 =3600.011/10 =0.36° 初選電機型號為:90BYG5502具體參數(shù)如表4.1所示 表4.1 90BYG5502具體參數(shù) 縱向電機 步距角 相數(shù) 驅(qū)動電壓 電流 90BYG5502 0.36 5 50V 3A 靜轉(zhuǎn)矩 空載起動頻率 空載運行頻率 轉(zhuǎn)動慣量 重量 5N.m 2200 ≥30000 40 kg.cm 4.5kg 圖4-1 電機簡圖 4.2.3矩頻特性： =J=J10(N.cm) （4-2） 由于： nmax=(r/min) （4-3） 則： Mka=J(N.cm) 式中：J為傳動系統(tǒng)各部件慣量折算到電機軸上的總等效轉(zhuǎn)動慣量（kg.cm）;ε為電機最大角加速度（rad/s）;nmax為與運動部件最大快進速度對應的電機最大轉(zhuǎn)速（r/min）;t為運動部件從靜止啟動加速到最大快進速度所需的時間（s）;vmax為運動部件最大快進速度（mm/min）; δp為脈沖當量（mm/脈沖）；θb為初選步進電機的步距角[（o）步]，對于軸、軸承、齒輪、聯(lián)軸器，絲杠等圓柱體的轉(zhuǎn)動慣量計算公式為J=(kg.cm),對于鋼材，材料密度為7.810(kg.cm),則上式轉(zhuǎn)化為J=0.78DL10(kg.cm),式中：Mc為圓柱體質(zhì)量（kg）;D為圓柱體直徑（cm），JD為電動機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量，可由資料查出。 (1)絲杠的轉(zhuǎn)動慣量Js Js=Js/i，i為絲杠與電機軸之間的總傳動比 由于i=1 則: Js=0.78DL10 （4-4） =0.78(6.3)17010 =208.9( kg.cm) (2)工作臺質(zhì)量折算 工作臺是移動部件，其移動質(zhì)量慣量折算到滾珠絲杠軸上的轉(zhuǎn)動量 JG:JG=（）M( kg.cm),式中：L。為絲杠導程（cm）;M為工作臺質(zhì)量（kg）.由于L。=1cm,M=90kg 則 ： JG=（）M （4-5） =90 =2.28( kg.cm) 1）一對齒輪傳動 小齒輪裝置在電機軸上轉(zhuǎn)動慣量不用折算，為J1.大齒輪轉(zhuǎn)動慣量J2折算到電機軸上為 =J2() （4-6） 2）兩對齒輪傳動 傳動總速比i=i1i2,二級分速比為i1=z2/z1和i2=z4/z3.于是，齒輪1的轉(zhuǎn)動慣量為J1,齒輪2和3裝在中間軸上，其轉(zhuǎn)動慣量要分別折算到電機軸上，分別為J2()和J3().齒輪4的轉(zhuǎn)動慣量要進行二次折算或以總速比折算為： =J4()() （4-7） 因此，可以得到這樣的結(jié)論：在電機軸上的傳動部件轉(zhuǎn)動慣量不必折算，在其他軸上的傳動部件轉(zhuǎn)動慣量折算時除以該軸與電機軸之間的總傳動比平方。 由于減速機構(gòu)為一對齒輪傳動，且第一級i=1,則可分別求出各齒輪與軸的轉(zhuǎn)動慣量如下： n=45,m=1.5的轉(zhuǎn)動慣量J45,其分度圓直徑d=451.5=67.5mm S=27mm 則:J45=0.786.7510=4.371 kg.cm n=40,m=1.5的轉(zhuǎn)動慣量J40,其分度圓直徑d=401.5=60mm S=27mm 則:J40=0.78610=2.73kg.cm 兩輸入輸出軸的轉(zhuǎn)動慣量為: J輸入=0.781.81310=0.106 kg.cm ; L=130mm J輸出=0.782.51310=0.396 kg.cm ; L=130mm 查表得： JD=4 kg.cm 綜上可知： J=JD+Js+JG+J30+J40+J60+J50+2J45=252.302 kg.cm （4-8） 又由于 V =1.461600 =2236mm/min 則：Mka=252.30210=41.1N.cm (3)力矩的折算： 1）Mkf空載摩擦力矩 Mkf= （4-9） 式中：G為運動部件的總重力（N）； f′為導軌摩擦系數(shù)；i為齒輪傳動降速比；η為傳動系統(tǒng)總效率，一般取η=0.7~0.85；L。為滾珠絲杠的基本導程（cm）。 由于G=9010=900N, f=0.05, i=1, η=0.85 則Mkf = =8.4N.cm 2）M。附加摩擦力矩 M。=(1-η。) （4-10