ca6140車床的數控化改造畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 顛覆里矩影響取K=F’——導軌上的摩擦因數取f’=W——移動部件的重量（N）代入式中：Fm=kFf+f’(fc+w)=+(2808+800)=（1）、壽命L 最大切削里F的進給速度Vs可取最高進給速度的1/2——1/5（取為1/2），,絲杠導程Lo=6mm，則絲杠轉速為：n=絲杠使用壽命時間一般為15000h，則絲杠的計算壽命L為L=（2）、載荷Cm 當量動載荷Cm選用滾珠絲杠直徑do時，必須保證絲杠工作時，在一定的軸向載荷作用下，絲杠在運轉10轉后，在它的滾珠上下產生疲勞點濁現象。這個軸向負載的最大值Cm，即為滾珠絲杠桿副所能承受的最大當量動載荷Cm式中：——運轉系數——精度系數 ∴==根據CCm的原則，查 《機械設計手冊》化學出版社出版，第三章第3卷，（P1221）選取滾軸絲桿的型號為：，坐標直徑為40mm，即外循環，齒差調隙式。，導程為6mm，摩擦級選用5級，螺紋升角r=arctag（L/d）=arctg（6mm/40）==.（3）、傳動功率 滾軸絲桿副的傳動功率為：=tgr/tg（r+）==式中：r——絲杠的螺紋升角——摩擦角。滾動絲桿副的滾動摩擦因數f=，摩擦角約等于10′所以=10′（4）、穩定性驗算臨界壓縮載荷，對于受壓的細長的滾軸絲桿，應驗算其承受最大軸向壓縮載荷Fmax時是否會產生縱向彎曲。式中 E——絲桿材料彈性量，對綱E=10N/mL——絲杠兩支承端距離（m），L=。f——絲杠的支承方式系數，f=f——許用穩定性安全系數，f=3I——絲杠截面慣性矩（m） I= = =d——絲杠螺紋底徑（m），d===.∴==（5）、剛度驗算滾珠絲杠副的軸向變形會影響進給系統的定位精度及運動平穩性，因此驗算滿載時候的軸向變形量。① 絲杠的拉伸或壓縮變形量。在總變形量中占的比重教大式中滾珠絲杠支撐間的受力長度(mm)滾珠絲杠的導程(mm)在工作載荷作用引起的導程變化量(mm)又∵式中軸向平衡載荷材料彈性模量 鋼=滾珠絲杠橫截面積 A====mm“+”號用于拉伸。由于兩端均采用角接觸球軸承且絲杠又進行了預緊，故其拉壓剛度端固定的絲杠提高四倍。其實際變形為。② 滾珠與螺紋接觸變形量，此項變形占總變形量的比重也教大，當對絲杠加有預緊力且預緊力為軸向最大載荷的1/3時，之值可減少一半，又∵式中 ——軸向工作載荷（N）——預緊力——滾珠直徑——滾珠數量其為圈數K列數Z每圈螺紋滾道內的滾珠數外循環Z=d——滾珠絲杠公稱直徑= 據上所訴，實際變形量為: =③ 支撐滾珠絲杠的軸承的軸向接觸變形支撐滾珠絲杠的軸承為8107型推力軸承，幾何參數d =35mm，滾球直徑 滾動體數量=18 軸承的軸向接觸變形為：mm因施加預緊力，故實際變形量mm注意單位為k∴總變形量=++=++0041+=又有前面已知條件可得：＜。符合要求。減速齒輪的設計i根據機床設計的要求，滾珠絲杠導程L=6mm，傳動比為因為I5,故可為一級齒輪傳動。I==因進給運動齒輪受力不大。根據《機械設計基礎》選取第一系列中的模樹m=2壓力角=20∴d=Mz=232=64mm 分度圓直徑 =+2=m(+2)=2(32+21)=68 mm=+2=m(+2)=2(40+21)=84㎜齒頂高系數，我國標準規定：m≥1㎜時，正常齒制=1齒根圓徑 = =m(22)=2()=59= =m(22)=2()=75.頂隙系數 我國標準規定：≥1 mm時，正常齒制= 齒寬b=為了減小加工量，也為了裝配和調整方便，大齒齒寬應小于齒輪齒寬，取，則 取=1 所以 所以減速齒輪參數為：大小齒輪的材料均為40合金鋼，考慮到對傳動要求和制造方便采用直齒傳動從動齒輪齒輪錯齒輪法消除和間隙，熱處理采用調壓處理，小齒輪硬度，大齒輪：硬度三、步進電動機的選擇計算負載慣量的意義慣量匹配條件 慣量匹配是指進給系統負載慣量與伺服電動機轉子慣量相匹配。 條件是：1〈〈4式中：——伺服電動機轉子的轉動慣量（）可有伺服電動機技術手冊查出。 J——負載慣量（），即進給系統（傳動軸、齒輪、工作臺等）折算到伺服電動機上全部負載轉動慣量。負載慣量的計算參考同類型機床，初步選用反應式步進電動機150BF002，其電動機轉動慣量=10。傳動系統折算到步進電動機軸上的等效轉動慣量為：（1）、齒數Z、Z折算到步進電動機軸上的轉動慣量為：（2）、絲杠折算到步進電動機軸上的轉動慣量 從表查得1m的絲杠的= ∴J==（3）、等效轉動慣量為：J=J+ =+ (=負載轉矩計算及最大靜轉矩的選擇 機床在不同的共況下，其所需轉矩不同，（1）快速空載起動時所需轉矩是：將已知數據代入，=500r/min考慮了電動機轉子的轉動慣量以后，傳動系統折算的電動機軸上的總轉動慣量 J=J+J=10+=M= 折算到電動機軸上的摩擦力矩= 附加摩擦力矩=則M=M+M+M=++=（2）快速移動時所需力矩MM=M+M=+=（3）最大切削負載時所需力矩M=M+M+=+ +=從上面計算看出M、M、M三種情況下，以快速空載起動時所需轉矩最大，以此項作為初選步進電動機的依據。查資料得，步進電機為五項十帕時， 步進電動機最大靜轉矩=按次最大靜力矩，可作為出選型號。但還得考慮電機起動頻率特性和運行矩頻特性。步進電機的空載起動頻率：150BF002型反應式步進電動機允許的最高空載啟動頻率為2800，允許的最高空載運行頻率為8000。由圖5步進電動機起動矩頻特性可看出，當步進電動機起動時，f起=2500HZ時，M=100N㎝，遠遠不能滿足此機床所要求的空載起動力矩（㎝），直接使用會產生失步現象，所以必須采取升降速控制（可用軟件實現），將起動頻率降到1000HZ時，起動扭矩可增高到588N㎝，然后在電路上再采用高低壓驅動電路，可將步進電動機輸出轉矩擴大一倍左右。圖5 150BF002步進電機起動矩頻特性a) 起動矩頻特性b)運行矩頻特性當快速運動和切削進給時，由150BF002步進電機起動矩頻特性圖18（b）知該電動機能滿足要求，根據上述計算綜合分析，縱向進給系統采用150BFOO2步進電動機能滿足要求。第二節 橫向進給系統的設計橫向進給系統主要分為切削力的計算、滾珠絲杠副的選擇、減速齒輪的設計、步進電機的確定等。改造步驟：保留原手動機構，用于微機進給和機床刀具對空操作；保留原有的支承機構；步進電機、齒輪箱體安裝在機床后側，為了便于安裝滾珠絲杠。副絲杠軸采用分移式，然后用套筒剛聯接。采用雙片齒輪錯齒法消除齒輪副間隙，并在溜板箱上安裝了縱橫向進給按鈕和急停按鈕，以適應機床調整時的操作和意外事故的緊急處理。一、切削力的計算F=（～）F =2808=1404N二、滾珠絲杠副的設計及選型選擇縱向進給為燕尾性導軌，計算絲杠的最大軸向進給切削里Fm又因為Fm=KFf+f’(Fc+2F+W)式中Ff、Fp、Fc——切削分力（N） K——顛覆里矩影響取K= F’——導軌上的摩擦因數取f’= W——移動部件的重量（N）代入式中：Fm= KFf+f’(Fc+2P+W)=+(2808+21404+600)=壽命L 最大切削里F的進給速度Vs可取最高進給速度的1/2——1/5（取為1/3），,絲杠導程Lo=6mm，則絲杠轉速為： r/min絲杠使用壽命時間一般為15000h，則絲杠的壽命L為L===18載荷Cm 當量動載荷Cm選用滾珠絲杠直徑do時，必須保證絲杠工作時，在一定的軸向載荷作用下，絲杠在運轉10轉后，在它的滾道上下產生疲勞點濁現象。這個軸向負載的最大值Cm，即為滾珠絲杠桿副所能承受的最大當量動載荷Cm式中：——運轉系數——精度系數 ∴==根據CCm的原則，查 《機械設計手冊》化學出版社出版，第三章第3卷，選取滾軸絲桿的型號為：，坐標直徑為25mm，即外循環，齒差調隙式。，導程為6mm，摩擦級選用5級，螺紋升角r=arctag（L/d）=arctg（6mm/40）==。傳動功率 滾軸絲桿副的傳動功率為：=tgr/tg（r+）== =式中：r——絲杠的螺紋升角——摩擦角。滾動絲桿副的滾動摩擦因數f=，摩擦角約等于10′所以=10′ 穩定性驗算（1）臨界壓縮載荷，對于受壓的細長的滾軸絲桿，應驗算其承受最大軸向壓縮載荷Fmax時是否會產生縱向彎曲。式中 E——絲桿材料彈性量，對綱E=10N/mL——絲杠兩支承端距離（m），L=。f——絲杠的支承方式系數，f=f——許用穩定性安全系數，f=3I——絲杠截面慣性矩（m） I= = =md——絲杠螺紋底徑（m），d===.∴==剛度驗算（1）、絲杠的拉伸或壓縮變形量。在總變形量中占的比重教大.式中——滾珠絲杠支撐間的受力長度(mm) ——滾珠絲杠的導程(mm) ——在工作載荷作用引起的導程變化量(mm)又∵式中——軸向平衡載荷 ——材料彈性模量 鋼= ——滾珠絲杠橫截面積 A== = = mm“+”號用于拉伸。由于