机电一体化系统设计

《机电一体化系统设计》课程设计题目：CA6140车床经济型数控改装设计院别:工程机械学院专业：机械设计制造及其自动化姓名：XXXC6140普通车床改造摘要：本文系统阐述了对C6140普通车床改造成经济数控车床设计的主要内容，包括项目改造的意义，改造内容，改造技术参数，机床进给伺服系统机械部分设计计算，数控系统硬件电路设计，电气原理设计等。其改造成本低廉，具有自动加工，换刀的功能，操作维修方便，符合我国国情。设计内容与要求将CA6140普通车床改造成经济型数控车床。要求该车床具有切削螺纹的功能，纵向和横向具有直线和圆弧插补功能。系统分辨率纵向：0.01mm，横向：0.005mm。总体设计方案的确定经总体设计方案的论证后，确定的CA6140车床经济性数控改造的总体方案示意图如图3.2.1所示。CA6140车床的主轴转速部分保留原机床的功能，既手动变速。车床的纵向（Z轴）和横向（X轴）进给运动采用步进电机驱动。由MCS-51系列单片机组成微机作为数控装置的核心，由I/O接口、软件环形分配器（硬件环分器）与放大器控制功率步进电机转动，经齿轮减速后带动滚珠丝杠转动，从而实现车床的纵向、横向进给运动。刀架改成由微机控制的经电动机驱动的自动控制的自动转位刀架。为保持切削螺纹的功能，必须安装主轴脉冲发生器，为此采用主轴靠同步齿形带使脉冲发生器同步旋转。发出两路信号；每转发出的脉冲个数和一个同步信号，经隔离电路以及I/O接口送给微机。切削螺纹功能需安装主轴位置发生器实现。图3.2.1总体方案示意图目录一、C6140车床技术参数·············································二、机床进给伺服系统机械部分设计计算··························（一）、确定系统脉冲当量···················································(二）、计算切削力·······················································（三）、滚珠丝杠螺母副的设计，计算和选型······························（四）、导轨的计算和选型·················································（五）、进给伺服系统传动计算············································（六）、步进电机的计算和选用············································（七）、进给伺服系统机械部分的结构设计·································三、自动转位刀架的设计机构····································四、微机数控系统硬件电路设计·································总结······································································参考文献·································································一、C6140车床技术参数将一台CA6140普通车床改造成经济型微机数控车床，采用连续控制系统，步进电机开环控制，具有直线和圆弧插补功能，设计参数如下：最大加工直径：在床面上φ400mm在床鞍上φ210mm加工最大长度：1000mm溜板及刀架重量：纵向1400N横向800N刀架快移速度：纵向2.4m/min横向1.2m/min最大进给速度：纵向0.5m/min横向0.25m/min主电机功率：7.5kw起动加速时间：30ms最小指令值：纵向0.01mm/脉冲横向0.005mm/脉冲控制坐标数：2刀具补偿量：0～99.99mm代码制：ISO脉冲分配方式：逐点比较法输入方式：增量值、绝对值通用进给传动链间隙补偿量：纵向0.15mm横向0.075mm自动升降速性能：有机床定位精度：±0.015mm二、机床进给伺服系统机械部分设计计算（一）确定系统脉冲当量脉冲当量选取：纵向0.01mm横向0.005mm（二）按照机床主电机功率计算切削力PPc=6KW式中cP——切削功率，（KW）P——机床主传动功率平P=7.5KW，（KW）——主传动系统总的机械效率，可近似地取=0.8；nPMcn9550=42.76N·m式中nM——主轴传递的扭矩，（N·m）；n——主轴计算转速（r/min），是主轴传递全部功率时的最低转速n=1340r/min;3102dMFnz=407.25N式中zF——主切削力，（N）；d——工件直径可采用在床鞍上加工的最大直径d=210mm。按切削力各分力比例：::1:0.25:0.4zxyFFFxF=0.25zF=101.81NyF=0.4zF=162.9NxF——走刀方向的切削分力（N）；yF——垂直走刀方向的切削分力（N）横切端面主切削力zF(N)可取纵切的21zF=21zF=203.63N此时走刀抗力为yF(N),吃刀抗力为xF(N)。仍按上述比例粗略计算：::1:0.25:0.4zyxFFFxF=0.25zF=50.91NyF=0.4zF=81.45N（三）滚珠丝杠螺母副的设计、计算和选型滚珠丝杠螺母副选用外循环螺旋槽式滚珠丝杠，采用双螺母垫片式预紧。1、纵向进给丝杠（1）、计算进给牵引力mF(N)纵向进给牵引力Fm在综合导轨上)(GFfKFFzxm=189.37N式中K——考虑颠复力矩影响的实验系数，综合导轨K=1.15；f'——贴塑滑动导轨摩擦系数：f'取0.04；G——溜板及刀架重力，取1400N（2）、计算最大动负载C3mCLfFL61060nT1000snL式中L——滚珠丝杠导程，初选6mm;s—最大切削力下的进给速度，可取最高进给速度VS的1/2～1/3，此处VS为0.5m/min;T—使用寿命，按15000h;wf——运转系数，按一般运转取1.2～1.5，取1.3；L—寿命以106转为1单位。n=osLv1000=41.67r/minL=61060Tn=37.53mCLfF=824.01N从手册或样本的滚珠丝杠副的尺寸系列表中可以找出相应的额定动负载aC的滚珠丝杠副的尺寸规格和结构类型，选用时应使aCC。(3)计算最大静负载C0当滚珠丝杠副的静态或低速（min/10rn）情况下工作时，滚珠丝杠副的破坏形式主要是在滚珠接触面产生塑性变形，当塑性变形超出一定限度就会破坏滚珠丝杠副的正常工作。一般允许其塑性变形量不超过滚珠直径的万分之一。产生这样大的塑性变形量时的负载称为允许的最大静负载C0max0FfCS=1236.02N式中Fmax——滚珠丝杠的最大轴向负荷C，（N）；fS——静态安全系数，当为一般运转时sf1~2，取1.5。选用相应的滚珠丝杠副的额定静载荷oaC，使oaoCC（4）、滚珠丝杠螺母副的选型取公称直径d0=25mm，圈数j列数k=2.51。螺旋升角=2044＇，钢球直径为DW=3.969mm；额定动负载Ca=19050N;最大静负载C0a=58900N。（5）、传动效率计算η=)tan(tan式中γ—螺旋升角，γ=2044＇—摩擦角取10＇滚动摩擦系数0.003～0.004η=)tan(tan=)01442tan(442tan=0.94（6）、刚度验算先画出此纵向进给滚珠丝杠支承方式草图，最大牵引力为189.37N，则在此力下引起每一导程的变化量ΔL为：EFLFLom=0.13×10-4mmL—滚珠丝杠的导程L=6mm；E——材料的弹性模量；F——滚珠丝杠截面积（按内径d2=d0+2e-rs，rs=0.52DW计算）；1）丝杠的拉伸或压缩变形1为δ1=LoL×L=3.47×10-3mm式中L——滚珠丝杠在支承间的受力长度，L=1600（mm）。2)滚珠与螺纹滚道间接触变形δ2因进行了预紧：32020013.0ZFdFym=0.95×10-3mm式中mF——轴向工作负载，（kgf）；yF——预紧力，yF=1/3C=274.67N（kgf）；0d——滚珠直径，（mm）；Z——滚珠数量ZZ圈数列数=50；Z——一圈的滚珠数00dDZ=20（外循环）；0D——滚珠丝杠公称直径，0D=25mm（mm）；2）支承滚珠丝杠轴承的轴向接触变形δ3向心推力球轴承322300052.0ZdmFQ=1.35×10-3mm根据以上计算：5.77×10-3mm（6）、稳定性验算滚珠丝杠螺母副采用一端固定，一段铰接的支承方式产生失稳的临界负载KF可用下式计算：22lEIfFZK=21786N式中E——丝杠材料弹性模量，对钢6106.20E（N/cm2）；I——截面惯性矩（cm4），丝杠截面惯性矩4164dI（1d为丝杠螺纹的底径d1=23mm）；l——丝杠两支承端距离；（cm）Zf——丝杠的支承方式系数，取2.00。稳定安全系数KmKKnFFn04.115丝杠不会失稳。Kn为许用稳定性安全系数，一般取Kn=2.5~4。2、横向进给丝杠（1）、计算进给牵引力mF(N)横向进给牵引力Fm在燕尾型导轨上1.4(2)myzxFFfFFG=158.25N式中K——考虑颠复力矩影响的实验系数，综合导轨K=1.4；f'——贴塑滑动导轨摩擦系数：f'取0.04；G——溜板及刀架重力，取800N；（2）、计算最大动负载C3mCLfFL61060nT1000snL式中L——滚珠丝杠导程，初选5mm;s—最大切削力下的进给速度，可取最高进给速度VS的1/2～1/3，此处VS为0.25m/min;T—使用寿命，按15000h;wf——运转系数，按一般运转取1.2～1.5，取1.3；L—寿命以106转为1单位。n=osLv1000=25r/minL=61060Tn=22.53mCLfF’=580.78N从手册或样本的滚珠丝杠副的尺寸系列表中可以找出相应的额定动负载aC的滚珠丝杠副的尺寸规格和结构类型，选用时应使aCC。(3)计算最大静负载C0当滚珠丝杠副的静态或低速（min/10rn）情况下工作时，滚珠丝杠副的破坏形式主要是在滚珠接触面产生塑性变形，当塑性变形超出一定限度就会破坏滚珠丝杠副的正常工作。一般允许其塑性变形量不超过滚珠直径的万分之一。产生这样大的塑性变形量时的负载称为允许的最大静负载C0max0FfCS=871.17N式中Fmax——滚珠丝杠的最大轴向负荷C，（N）；fS——静态安全系数，当为一般运转时sf1~2，取1.5。选用相应的滚珠丝杠副的额定静载荷oaC，使oaoCC（4）、滚珠丝杠螺母副的选型取公称直径d0=25mm，圈数j列数k=2.51。螺旋升角=2044＇，钢球直径为DW=3.969mm；额定动负载Ca=19050N;最大静负载C0a=58900N。（5）、传动效率计算η=)tan(tan式中γ—螺旋升角，γ=2044＇—摩擦角取10＇滚动摩擦系数0.003～0.004η=)tan(tan=)01442tan(442tan=0.94（6）、刚度验算先画出此纵向进给滚珠丝杠支承方式草图，最大牵引力为189.37N，则在此力下引起每一导程的变化量ΔL为：EFLFLom'=0.09×10-4mmL—滚珠丝杠的导程L=5mm；E——材料的弹性模量；F——滚珠丝杠截面积（按内径d2=d0+2e-rs，rs=0.52DW计算）1）丝杠的拉伸或压缩变形量1为车床横向进给丝杠计算草图δ1=LoL×L=0.63×10-3mm式中L——滚珠丝杠在支承间的受力长度，L=350（mm