数控机床的设计

1目录一、设计目的二、设计要求三、设计的内容和步骤（一）总体设计方案（二）机械部分改装设计①设计机构的性能要求②待改装钻床型号的确定③控制方式的确定④伺服系统的确定⑤工作台参数的初步选定⑥导轨的选型思路⑦滚珠丝杠选型思路⑧丝杠和电机连接零件的选取思路⑨支承座材料的选取⑩轴承类型的选取思路（三）计算部分①确定工作台的尺寸及其重量②支承座参数设计③滚珠丝杠参数设计④滚动导轨参数设计⑤电机参数设计2⑥联轴器的选着（四）设计总结（五）参考文献一、设计的目的通过本次设计，使我们全面地、系统地了解和掌握数控机床的基本内容和基本知识，初步掌握数控机床的设计方法，并学会运用手册标准等技术资料。同时培养我们学生的创新意识、工程意识和动手能力。二、设计要求1、改造后的钻床能够加工最大面积为200×2102mm，最大工件重量为150kg。2、数控XY工作台要求孔的定位精度在±0.02mm内，工作台快进速度为2.4m/min，加速时间为：0.2秒。三、设计的内容和步骤题目：钻床数控改装——数控XY工作台的设计设计一套简易数控XY工作台，固定在某一钻床的工作台上。XY工作台的位置控制采用步进电机数控系统，通过上述方案将该普通钻床改装成简易的经济型数控钻床。（一）、总体设计方案1、机电一体化机械系统应具备良好的伺服性能（即高精度、快速响应性和稳定性好）从而要求本次设计传动机构满足以下几方面：3（1）转动惯量小在不影响机械系统刚度的前提下，传动机构的质量和转动惯量应尽量减小。否则，转动惯量大会对系统造成不良影响，机械负载增大；系统响应速度降低，灵敏度下降；系统固有频率减小，容易产生谐振。所以在设计传动机构时应尽量减小转动惯量。（2）刚度大刚度是使弹性体产生单位变形量所需的作用力。大刚度对机械系统而言是有利的：①伺服系统动力损失随之减小。②机构固有频率高，超出机构的频带宽度，使之不易产生共振。③增加闭环伺服系统的稳定性。所以在设计时应选用大的刚度的机构。（3）阻尼合适机械系统产生共振时，系统的阻尼增大，其最大振幅就越小且衰减也快，但大阻尼也会使系统的稳态误差增大，精度降低，所以设计时，传动机构的阻尼要选着适当。此外还要求摩擦小（提高机构的灵敏度）、共振性好（提高机构的稳定性）、间隙小（保证机构的传动精度），特别是其动态特性应与伺服电动机等其它环节的动态特性相匹配。2、将普通钻床改装成数控钻床，是一项技术性很强的工作。必须根据加工对象的要求和加工数量的大小实际情况，确定切实可行的技术改造方案，搞好机床的改造设计。进行改造的可行性分析，针对某台钻床或钻床的某一部分的现况确定改4造方案。根据本次课程设计改造范围，是设计一套简易的数控ＸＹ工作台，固定在某台钻床的工作台上，所以要对机床的改动尽可能少，控制部分要有较高的动态特性，动态刚度，阻尼精度，耐磨性及抗热变形性能。改造前要对原钻床的性能，有关参数，以便对机床的本身精度高低来确定改造后精度和改造范围。下面钻床是本设计要改装的机床：型号Z4032最大钻孔直径(mm)32主轴变速级数及范围12(65-2600)最大攻丝直径(mm)M20主轴进给级数及范围3(0.1-0.3)主轴最大行程(mm)160工作台有效工作面积(mm)450×390主轴中心线至立柱母线距离(mm)350底座有效工作面积(mm)405×395主轴端面至工作台距离(mm)主柱直径(mm)120主轴端面至底座工作面距离(mm)750工作台及托架最大行程(mm)三相双速交流电机功率(kw)1/1.55主轴箱旋转角度±45°包装尺寸(cm)103×61×209主轴圆锥孔（莫氏）MT4毛净重（kgs）550/500总体改装思路如下：电机的选定滚珠丝杠副的选定及其支承形式直线滚动导轨的选定工作台尺寸的要求控制方式的选定导轨支座的设计3、数控系统按运动方式分为点位控制系统、直线控制系统、轮廓控制系统。本设计的钻床工作台相对刀具运动时不进行任何切削，只是在点与点之间进行精确定位，所以可以选用点位控制。4、XY工作台系统可以设计为开环、半闭环和闭环伺服系统三种。开环的伺服系统采用步进电机驱动,系统没有检测装置;半闭环的伺服系统中一般采用交流或直流伺服电机驱动,并在电机输出轴安装脉冲编码器,将速度反馈信号传给控制单元;闭环的伺服系统也是采用交流或直流伺服电机驱动,位置检测装置安装在工作台末端,将位置反馈信号传给控制单元。闭环和半闭环伺服系统价格昂贵，结构复杂，同时其可控分辨率也很高，但在本次设计中，其位置精度（±0.02mm）要求不高，考虑到成本低，维修方便，工作稳定等条件。选用步进电机伺服系统就可以满足要求。其通过单片机控制步进电机的驱动,经传动机构带动工作6台运动。ＸＹ工作台系统总体框图如图所示:：XY控制器接口电路驱动装置传动机构工作台5、工作台条件的确定在老师给定的参数中，我选钻床能够加工的最大面积为200×2102mm，最大工件重量150kg，所以留出装夹的尺寸后工作台应该设计为280×2902mm，并且考虑到工件最大重量为150kg，所以我选工作台厚度为10mm，材料选45号刚，虽然在这里用铸铁就可以很好的完成其工作要求，可是由于铸件少要专门制造砂型不合成本要求，而45号刚具有良好的综合力学性能，制造业比较方便，故本设计中所用金属材料全部为45号刚，其密度为ρ=7.85g/cm³。6、直线滚动导轨的选定滚动直线导轨副是在滑块与导轨之间放入适当的钢球，使滑块与导轨之间的滑动摩擦变为滚动摩擦，大大降低二者之间的运动摩擦阻力，从而获得：动、静摩擦力之差很小，随动性极好，即驱动信号与机械动作滞后的时间间隔极短，有益于提高数控系统的响应速度和灵敏度。驱动功率大幅度下降，只相当于普通机械的十分之一。与V型十字交叉滚子导轨相比，摩擦阻力可下降约40倍。适应高速直线运动，其瞬时速度比滑动导轨提高约10倍。能实现高定位精度和重复定位精度。能实现无间隙运动，提高机械系统的运动刚度。成对使用导轨副时，具有“误差均化效应”，从而降低基础件（导轨安装面）的加工精度要求，7降低基础件的机械制造成本与难度。导轨副滚道截面采用合理比值的圆弧沟槽，接触应力小，承接能力及刚度比平面与钢球点接触时大大提高，滚动摩擦力比双圆弧滚道有明显降低。导轨采用表面硬化处理，使导轨具有良好的可校性；心部保持良好的机械性能。简化了机械结构的设计和制造①运动灵敏读高②定位精度高③牵引力小、移动轻便④精度保持性好⑤润滑系统简单、维修方便⑥摩擦系数小、动摩擦系数很接近、不产生爬行现象。7、滚珠丝杠副的选用及其支承形式（1）滚珠丝杠副有如下特点：①传动效率高②系统刚性好③传动精度高④使用寿命长⑤运动具有可逆性（既可将回转运动转变为直线运动，又可将直线运动变为回转运动，且逆传动效率几乎与正传动效率相同⑥不会自锁⑦可进行预紧和调隙（2）常用的双螺母消除轴向间隙的结构形式有三种：①垫片调隙式（该形式结构紧凑，工作可靠，调整方便，应用广，但不准确，并且当滚道磨损时不能随意调整，除非更换垫圈）②螺纹调隙式（该形式结构紧凑，工作可靠，调整方便，缺点是不很精确）③齿差调隙式（该形式调整精度很高，工作可靠，但是结构复杂，加工和装配工艺性能差），其调整时，先取下两端的内齿圈，使两螺母产生相对角位移，相对地产生轴向的相对位移，从而两螺母中的滚道中的滚珠分别贴在螺旋滚道的两个相反侧面上，然后将内齿圈复位固定，故而达8到消除间隙，产生算紧的目的。调整间隙：S=12kpzz在本设计中，我选用第③种间隙调整方式，并且选外循环滚珠丝杠做为工作台的传动机构，因为这种循环方式结构简单，工艺性好，承载能力强，成本低等优点。（3）支承形式：我选用两端固定形式（F—F），特点：①只要轴承无间隙，丝杠的轴向刚度为一端固定的4倍②丝杠一般不会受压，无压杆稳定问题，固有频率比一端固定的高③可以预拉伸，预紧拉伸后可减小丝杠自重的下垂和热补偿膨胀。8、联轴器的选着由于要求设计的工作台属于轻载型工作台，工作台上的负载折算到电机上的转动惯量不是很大，所以电机与丝杠的连接用联轴器就可以满足要求。这样大大简化了主轴的结构，缩短传动链，提高了传动精度。同时有效地提高了主轴部件的刚度。9、导轨支承座的选着10、轴承的选着由于丝杠主要受轴向力的作用，为了保证其高速、高精度可靠性。可选用“前后支承均采用高精度的单列向心推力轴承和一个深沟球轴承支承”。这样既保证了轴向载荷和径向载荷。注：执行机构传动方式的确定为确保数控系统的传动精度和工作平稳性。在满载设计机构传动装配时，通常提出低摩擦、低惯量、高刚度、无间隙、高谐振以及有适宜阻尼的要求，所以设计时要遵守以下原则：9（1）缩短传动链，这样可以提高系统传动的传动刚度，减少传动链误差，同时可以通过预紧方式提高传动精度。（2）工作台与导轨的安装要确保工作台与导轨的垂直度和平行度达到规定的精度。（3）控制好两导轨的水平度和平行度，否则导致工作台在移动过程中出现卡死现象。（4）确保电机与丝杠连接时达到规定的同轴度及调节好电机的定位精度。（5）轴承的安装，确保预紧，提高传动精度。（二）、机械部分改装设计计算1、初步确定工作台的尺寸及其重量我设计的工件尺寸为200×2102mm。由于我们加工的时候要用夹具夹紧工件所以我每边留出装夹具的尺寸40mm，所以最后确定工作台尺寸为280×2902mm。因为工作台加工的最大工件重量为150kg，考虑到刚度和强度问题，最后我选工作台的厚度为H=10mm所以工作台的体积V=A·B·H=280×290×10=8120003mm=8123cm工作台质量：m=ρ×V=7.85×812=6374.2g=6.37kg2、支承座的确定根据工作台的尺寸确定支10承座的长度，如图所示：各边所取长度为a=130mmb=70mmh=50mmh1=10mm丝杠上各部件的长度约为：联轴器40mm轴承15×2mm丝杠螺母10×2mml=290+联轴器+轴承×2+丝杠螺母×2=290+40+15×2+10×2=380mm考虑到其它因素放大到420mm即l=420mmV1=ahl-b（h-h’）l=130×50×420-70×（50-10）×420=1554000mm3=1554cm3选用45号钢，密度ρ=7.85g／3cm所以1m=1Vρ=1554×7.85=12198.9g=12.2kg最低的那根丝杠以上的所有质量为：m总又对工作台上的各部件质量进行估算：联轴器200g轴承300g×2丝杠螺母100g×2过渡板5kg×2夹具20kg又知工件质量m2=150kg所以m总=m+m1+m2+0.2+0.3×2+0.1×2+5×2+20=6.37+12.2+150+0.2+0.6+0.2+5=199.57kg对总质量进行取整，即m总=200kg3、滚珠丝杠传动的设计计算滚珠丝杠螺母副的承载能力用额定负荷表示，其动静载强度计算原则与滚动轴承相类似。一般根据额定动负荷选用滚珠丝杠副，只有当n≤10r/min时，滚珠丝杠螺母的主要破坏形式是工作表面的11疲劳点蚀，因此进行动载荷强度计算。（1）求计算载荷CF丝杠工作时的轴向压力mF＝m总gµ=200×9.8×0.005=9.8N其中g=9.82/msµ为导轨的摩擦系数，由《数控机床系统设计》取μ=0.005又由于工作台在工作过程中无冲击、平稳运转∴载荷系数FK＝１.2硬度系数HK=1.2短行程系数LK=1CF=HKFKHKmF=1.2×1.2×1×9.8=14.11N（2）根据寿命条件计算必需的额定动载荷假设滚动丝杠能工作6年，每年为360天,每天工作16小时'hL＝6×360×2=34560hmaxmax0.70.71000/mnnvp=0.7×2.4×1000/4=420r/min∴'aC='41.6710mhnLCF=442034560601.6710×14.11=3222.23N（3）根据必需的额定动载荷'aC选择螺旋尺寸12根据'aC选着滚珠丝杠副，按滚珠丝杠副的额定运动载荷aC等于梢大于'aC的原则．在网上查到：