1、一、概述普通車床是金屬切削加工中最常見的一類機床，當工件隨主軸回轉時，通過刀架的縱向移動和橫向移動，車床能加工出內外圓柱面、圓錐面、端面、螺紋面等。借助成形刀具，車床還能加工各種成形回轉表面。普通車床刀架縱向、橫向的進給運動由主軸的回轉運動經掛輪傳遞而來，通過進給箱變速后，由光桿或絲杠帶動溜板箱、縱溜板移動。進給參數要靠手工預先調整好，如果改變參數，則要停車進行操作。刀架的縱向進給運動和橫向進給運動不能聯動。對普通車床進行數控改造，主要是將縱向和橫向進給系統改造為CNC裝置控制的，能獨立運動的進給伺服系統，將刀架改造成為能自動換刀的回轉刀架，這樣利用CNC裝置，車床就可以按順序進行切削加工。由

2、于切削參數、切削次序和刀具選擇都可以由程序控制和調整，再加上縱向進給和橫向進給聯動的功能，數控化改造后的車床就可以加工出各種形狀復雜的回轉零件，并能實現多工序自動切削，從而提高生產效率和加工精度，還能適應小批量、多品種負責零件的加工二、總體方案設計總體方案設計應考慮機床數控系統的運動方式、伺服系統的類型計算機以及傳動方式的選擇等。數控系統的選擇。普通車床數控化改造后應具有定位、快速進給、直線查補、圓弧查補、暫停、循環加工和螺紋加工等功能，因此，普通車床數控化改造所選用的數控系統應為連續控制系統。目前，市場上適用于普通車床數控化改造的數控系統較多，如西門子公司的SIEMENS802S型系統、華中

3、數控公司的“世紀星”21/22型系統、廣州數控公司的980T型系統等。伺服系統的選擇。普通車床數控化改造后一般為經濟型數控機床。在保證具有一定加工精度的前提下，從改造的成本考慮，應簡化結構，降低成本。因此，進給伺服系統采用一步進電動機為驅動裝置的開環系統為宜。當然，也可以采用以伺服電動機為驅動裝置的半閉環系統。這主要取決于加工精度的要求。功能部件的選擇。這主要是滾珠絲桿及其支承方式的選擇、電動回轉刀架的選擇等等。結構設計與電氣設計。這主要是縱向進給傳動系統、橫向進給傳動系統的設計和機床導軌的維護，一般采用貼塑導軌以減小摩擦力。機床電氣設計包括機床原理圖設計和PLC梯形設計等等。在上述方案的基礎

4、上，若條件允許，可以進一步對普通車床的主傳動系統進行改造，以實現車床主傳動系統的自動調速與控制，使加工過程實現全自動化。三、參數設計將C6140普通車床改造成用MCS-51系列單片機控制的經濟型數控車床。要求該車床有自動回轉刀架，具有切削螺紋的功能。在縱向和橫向具有直線和圓弧插補功能。系統分辨率：縱向：0.01mm橫向：0.005mm。設計參數如下：最大加工直徑：630mm最大加工長度：1400mm3快進速度：縱向2.0m/min，橫向1.0m/min最大切削進給速度：縱向0.5m/min,橫向0.25m/min溜板及刀架重力：縱向1500N，橫向1000N主電動機功率：12.5Kw空載啟動時

5、間：35ms定位精度：0.015mm四、實施方案進給系統數控化改造的主要部位有：掛輪架、進給箱、溜板箱、刀架等。現擬定一下改造方案。掛輪架系統：全部拆除，在原掛輪主傳軸處安裝光電脈沖編碼器。進給箱部分：全部拆除，在該處安裝縱向進給步進電動機與齒輪減速箱總成。絲桿、光桿和操縱桿拆去，齒輪箱連接滾珠絲杠。滾珠絲杠的另一端支承安裝在車床尾座端原來裝軸承座的部位。溜板箱部分：全部拆除，在原處安裝滾珠絲杠的螺母座，絲桿螺母固定在其上，在該處還可以安裝部分操縱按鈕。橫溜板部分：將原橫溜板中的滾珠絲杠、螺母拆除，在該處安裝橫向進給滾珠絲杠螺母副，橫向進給步進電動機與齒輪減速箱總成安裝在橫溜板后部并與滾珠絲杠

6、相連。刀架部分：拆除原刀架，在該處安裝自動回轉四方刀架總成。五、橫向進給傳動鏈的設計計算主切削力及其切削分力計算計算主切削力FzZ用經驗公式計算主切削力對于車床的主切削力縱切：F=0.67D1.5(N)D車床床身上加工最大直徑(mm)maxF=0.67X(630)1.5=10595(N)z計算各切削分力。按比例分別求出分力F和Fxy由F:F:F=1:0.25:0.4F走刀方向的切削力(N)xF垂直走刀方向的切削力(N)F=0.4Fyz=0.4X10595得:F=0.25Fxz=0.25X10595=2649(N)=4328(N)導軌的摩擦力的計算由式(2-8a)計算在切削狀態下的導軌摩擦力F。

7、此時，導軌受到的垂向切削分力F=F=10595N，橫向切削分力F=F=2649N，移動部件的全部質vZcx量(包括機床夾具和工件的質量)W=1000N,查表2-3得鑲條緊固力f二2688N,取導軌動摩擦系數卩=0.15,則gF=卩(w+f+F+F)TOC o 1-5 h z卩gVC=0.15x(1000+2688+10595+2649)N=2540N按式計算在不切削狀態下的導軌摩擦力F和F。po0F=p(W+f)=0.15x(1000+2688)N=553.2Np0gF=p(W+f)=0.2x(1000+2688)N=737.6N00g計算滾珠絲螺母副的軸向負載力按式計算最大軸向負載力F。am

8、axF=F+F=4328+2540N=6868NHamaxyp按式計算最小軸向負載力F。aminF=F=390Naminp0確定進給傳動鏈的傳動比i和傳動級數取步進電動機的不距角a=1.5滾珠絲杠的基本導程L=8mm，進給傳動當量05=0.005MM/脈沖，則由式得paL8x1.5i=63605360 x0.005P按最小慣量條件，從圖查的該減速器應該采用2級傳動，傳動比可以分別取i=2,i=3。根據結構需要，確定各傳動齒輪的齒數分別為12z=20,z=40,z=20,z=60，模數m=2，齒寬b=20mm。1234滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算(1)按預期工作時間估算滾珠絲杠預期的額定動載荷

9、Cam已知數控機床的預期工作時間Lh=15000h，滾珠絲杠的當量載荷F=F=6868N，查表得，載荷系數fw=1.3；查表可得初步選擇滾珠絲杠的mamax精度等級為2級精度，去精度系數f=1；查表得可靠性系數f=1.取滾珠絲杠的ac當量轉速n=n，已知v=0.25m/min，滾珠絲杠的基本導程Lo=8mm，則mmaxmax1000v1000X0.25max=31.25r/minmaxFf6868x15C二3：60nLm二360 x31.25x15000 xN二31329Nammh100ff1000 x1x1ac按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑d2m根據定位精度和重復定位精度的要求估

10、算允許的滾珠絲杠的最多軸向變形。已知本車床橫向進給系統的定位精度為0.015卩m，則由式得8=()x0.015pm=33.75pmmax54取上述計算結果的較小值，即8=3pmmax估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑d。2m滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用一端固定.一端游動支撐方式，滾珠絲杠螺母副的兩個固定支撐之間的距離為L=行程+安全行程+2X余程+螺母長度+支撐長度=(1.21.4)行程+(2530)L0L=1.4X行程+30L0=(1.4x315+30 x8)mm=681mmFL737.6x681由式得d0.078e=0.078=31.9mm2mV53*max初步確定滾珠絲杠螺母副的規格型號

11、根據以上計算所得的L,C,d和結構的需要，初步選擇南京工藝裝備公司生產0am2m的FFZD型內循環墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副，型號為FFZD5008-5，其公稱直徑d基本導程L，額定動載荷Ca和螺紋底徑J如下：002d=50mm,L=8mm00C=34700NC=31329Naamd=44.9mmd=27.9mm22m故滿足要求。六、滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷F的校驗C已知滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑d二44.9mm由圖可知滾珠絲杠螺母副的最大受2壓長度L=313mm，絲杠水平安裝時，取K=1/3，查表得K=2，則由式的112d4144.94F=KK-2x105=_x

12、2xx105=2765702.3Nc12L331321F本車床橫向進給系統滾珠絲桿螺母副的軸向最大壓縮載荷Amax=6868N,遠小于F其臨界壓縮載荷Fc的值，故滿足要求。N滾珠絲桿螺母副的臨界轉速c的校驗由圖4-5滾珠絲桿螺母副的臨界轉速的計算長度L=337mm其彈性模量2E=2.1x105MPa,密度p=7.8x10-5N/mm3,重力加速度g=9.8x103mm/s2g滾珠絲桿的最小慣性矩為TOC o 1-5 h z兀3.14I=-4=x44.94mm4=199404.5mm464264滾珠絲桿的最小截面積為兀3.14A=一-2=x44.92mm2=1582.6mm2 HYPERLINK

13、 l bookmark50 424取K1=0.8，由表2-44得九=3.927，則由式（2-36）得n=K60蘭旦=153323r/minc12nLpA本橫向進給傳動鏈的滾珠絲桿螺母副的最高轉速31.25r/min，遠小于其臨界轉速，故滿足要求滾珠絲桿螺母副額定壽命的校驗查附錄A表A-3得滾珠絲桿的額定動載荷Ca=34700N，已知其橫向載荷FFanAmax=6868N，滾珠絲桿的轉速n=ma.r31.25r/min，運動條件系數f=1.2，則由式2-37式2-38得w(C、3L=a-x106Ff丿aw/34700丿3、6868x1.2丿x106=7.46x107Lh=蠱=79787本車床數控

14、化改造后，滾珠絲桿螺母副的工作總壽命Lh=39787h=15000h,故滿足要求七、計算機械傳動系統的剛度1.計算機械傳動系統的剛度（1）計算滾珠絲桿的拉壓剛度Ks本機床橫向進給傳動鏈的絲桿為一端固定、一端游動。絲桿的拉壓剛度Ka可按（2-42）計算已知滾珠絲桿的彈性模量E=2.1x105MPa，其底徑d2=44.9mm.當其螺母中心至固定端支撐中心的距離a二Ly=313mm時，其螺母副具有最小拉壓剛度Ksmin,根據式（2-43a）得血2E4494K=2X103=1.65XX103=1062.8N/pmsmin4L313y當a=Lj=113mm時，其螺母副具有最大拉壓剛度Ksmax,根據式（

15、2-43b得d2K=1.65x102=2943.7N/pmsmaxLJ（2）計算滾珠絲桿螺母副支撐軸承的剛度K.bd已知滾動體直徑Q=5.953mm，滾動體個數Z=15，軸承的最大軸向工作載荷FFBman=Amax=6868N,則由表2-46得K=2X1.95x3：=2x1.95x*5.95x152x6868=817.2N/pmbQBmax計算滾珠與滾道的接觸剛度KcCK=2069N/pm，滾珠絲桿的額定動載荷a=34700N,滾珠絲桿所承受的最大軸向F載荷amax=6868N，則由式（2-46b）得amax(0.1Ca1/3丿=2069X(6868)1/3、0.1x34700丿=2597.1

16、N/pm（4）計算進給系統的綜合拉壓剛度Ko根據式（2-47a）得進給系統的綜合拉壓剛度的最大值為1max111111二+=+二0.00195KKK817.22943.72597.1bsmaxc故Kmax=512.8N/pm1Kmin根據式（2-47b）得進給系統的綜合拉壓剛度的最小為111111+=+=0.00255KKK1062.8817.22597.1sminbc1故Kmin=392.2N/卩m2計算滾珠絲桿螺母副的扭矩剛度K由圖4-5得扭矩作用點之間的距離L2=387mm，已知滾珠絲桿的剪切模量G=8.1x104Mpa，滾珠桿的底徑二44.9mm,則由式（2-48）=83471.7Nm

17、/rad兀d4G3.14xM4.9x1034x8.1xlOioK=2=032L32x387x10-32八、驅動電動機的選型與計算1.計算折算到電動機軸上的負載慣量（1）計算滾珠絲杠的轉動慣量Jt。已知滾珠絲杠的密度p=7.8x10-3kg/cm3，則由式（2-63）得J=Y0.78x10-3D4L；Tjj=1=0.78x10-3x(2.04x10+2.54x36+2.04x12.5)kgcm2=1.38kgcm2（2）計算折算到絲杠軸上的移動部件的轉動慣量J。L已知機床橫向進給系統執行部件（既橫向溜板及刀架）的總質量m=102.04kg；絲杠軸每轉一圈，機床執行部件在軸向移動的距離L=0.8c

18、m，則由式（2-65）得(0.82、2x3.14丿kgcm2=1.7kgcm2(L2二m=102.04x12兀丿3)計算各齒輪的轉動慣量JJz=z=0.78x10-3x44x2kgcm2=0.4kgcm213z=0.78x10-3x84x2kgcm2=6.4kgcm22Jz=0.78x10-3x124x2kgcm2=32.3kgcm2z4（4）由式（2-66）計算加在電動機軸上總負載轉動慣量Jd+丄(Ji2Z2+Jz+JL)=0.4+1x(6.4+0.4)+x(32.2+1.38+1.7)kgcm2436=3.08kgcm22計算折算到電動機軸上的負載力矩（1）計算折算到電動機軸上的切削負載力

19、矩Tc已知在切削狀態下的軸向負載力矩F二F=6868N,死杠每轉一圈，機床執行aamax部件軸向移動的距離L=8mm=0.008m，進給傳動系統的傳動比i=6，進給傳動系統的總傳動效率耳二0.85，則由式（2-54）得Nm=1.72NmFL6868x0.008a=2兀ni2x3.14x0.85x6（2）計算折算到電動機軸上的摩擦負載力矩T已知在不切削狀態下的軸向負載力（既空載時的導軌摩擦力）F=553.2N，則|10由式（2-55）得TL=2兀ni553.2x0.0082x3.14x0.85x6Nm=0.014Nm3）計算由滾珠絲杠預緊力F產生的并折算到電動機軸上的附加負載力矩p已知滾珠絲杠螺

20、母副的效率耳二0.94，滾珠絲杠螺母副的預緊力F為0pF=1F=1x6868N=2289Np3amax3則由式（2-56）得T二p0（1一耳2）=2289x0.008x（1一0.942）Nm=0.067Nmf2兀耳i02x3.14x0.85x6（4）折算到電動機軸上的負載力矩T的計算。1空載時（快進力矩），由式（2-57a）得T二T+T二0.207NmKJ卩f2切削時（工進力矩），由式（2-57b）得T二T+T二1.787NmGJcf計算折算到電動機軸上的加速力矩Tap根據以上計算結果和表A-5，初選130BF001型反應式步進動機，其轉動慣量J=4.6kgcm2，而進給傳動系統的負載慣量J=

21、3.08kgcm2；對開環系統,md一般取加速時間t=0.035S。當機床執行部件以最快速度V=1000mm/min運動s時電動機的最高轉速為n=1000 x5r/min=833r/minmax6由式（2-59）得2兀inT=max(J+J)=7.68Nmap60 x980tmd4計算橫向進給系統所需的折算到電動機軸上的各種力矩（1）按式（2-61）計算空載啟動力矩TqT=T+(T+T)=7.89Nmqap卩/(2)按式(2-57a)計算快進力矩T=T+T=0.207NmKJ卩f按式(2-57b)計算工進力矩T=T+T=1,787NmGJTf5，選擇驅動電機的型號（2）選擇驅動電機的型號。根據

22、以上計算和表A-5,選擇國產130BF001型反應式步進電動機為驅動電動機,其主要技術參數如下：相數，5；步距角，0.75/1.5；最大靜轉矩，9.31Nm；轉動慣量，4.6kg*cm2；最高空載啟動頻率，3000Hz；運行頻率，16000Hz；分配方式，五相五拍；質量，92Kg。（3）確定最大靜轉矩T。s由表248給出的機械傳動系統空載啟動力矩T與所需的步進電動機的最大靜轉矩T的關系可得ps1Tq二0.951Ts1TT=q=8.3Nmsi0.951機械傳動系統空載啟動力矩T與所需的步進電動機的最大靜轉矩T的關系為qs2T=-gj=5.96Nms20.3取T和T中的較大者為所需的步進電動機的最

23、大靜轉矩T,即T=8.3Nm。s1s2Ss本電動機的最大靜轉矩為9.31Nm，大于Ts=8.3Nm，可以在規定的時間里正常啟動，故滿足要求。驗算慣量匹配。為了使機械傳動系統的慣量達到較合理的匹配，系統的負載慣量J與伺服電動L機的轉動慣量Jm之比一般應滿足式，即0.25Jd1Jm因為Jd=308沁0.67，故滿足慣量匹配要求。J4.6m九、機械傳動系統的動態分析(1)計算絲杠一工作臺縱向振動系統的最低固有頻率nc滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度K=K=392.2x106N/，機床執行部件的質0minfm量和滾珠絲杠螺母副的質量分別為m，m，滾珠絲杠螺母副和機床執行部件的等效質量為m=m+-m，已知m

24、=sd3s102Kg,則1m=m+_m=102.75kgd3s計算扭轉震動系統的最低固有頻率wnt折算到計算軸上的系統總轉動慣量為J=J=(4.6+3.08)x5kgcm2=0.00384kgcm2si已知滾珠絲杠的扭轉剛度K=K=83471.7Nm/rads0nts=4662rad/s由以上計算可知，絲杠-工作臺縱向振動系統的最低固有頻率w=1954ncrad/s扭轉振動系統的最低固有頻率w=4662rad/s都比較高。一般按w=300ntnrad/s的要求來設計機械傳動系統的剛度，故滿足要求。十、機械傳動系統的誤差計算與分析1.計算機械傳動系統的反向死區A已知進給傳動系統的綜合拉壓剛度的最

25、小值Kmin=392.2XI。6N/mm導軌的靜摩擦力F=520N.A=25=4X103=3.76x10-3mm卩Kmin故滿足要求。2.計算機械傳動系統由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差10 x103=0.44xlO-3mm5=FI1-kmax01KK丿minmax3.計算滾珠絲杠因扭轉變形產生的誤差（1）計算由扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量0已知負載力矩T=T=207N.mm由圖4-5得扭矩作用點之間的距離KJL=387mm絲杠底徑d=44.9mm22TL0=7.21x10-32=0.0140d422）由該扭轉變形量0引起的軸向移動滯后量將影響工作臺的定位精度，由式250）得5=點=8mm0.03呵十一、確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規格型號1.確定滾珠絲杠螺母副的精度等級.本進給傳動系統采用開環控制系統,應滿足下列要求:V+e0.8定位精度-5-5）=14.62ym300ppkmaxe+V0.8x!定位精度-5-57=14.62ympupkmax得V=8卩m300pV=6卩m，up取滾珠絲杠螺母副的精度等級為2級，查表2