车床数控改造设计

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车床数控改造系统设计
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摘要
主要介绍了CA6140型普通车床进给系统数控化改造的方案，详细分析了机械、电气部分改造的方法和原理。

通过机床数控改造使普通机床不仅具有好的加工精度，而且还具有数控机床的功能，有利于提高机床的柔性和自动化程度本文为企业进行数控化改造提供了一种途径。

CA6140普通车床进给系统数控改造设计包括机械和数控部分。

机械部分采用滚珠丝杠副，控制信号经过功率放大器驱动步进电机，从而实现纵向、横向的进给，数控部分的硬件采用MCS 51系列8031单片机。

关键词
车床；数控改造；单片机；步进电机
The design of NC improvement on CA6140 lathe was introduced, the improvement method and principle of mechanism and electric parts was analyzed. After improving, the new lathe runs reliably and makes great benefit. It provides the path of technical improvement on traditional lathe to numerical control lathe in factories. The accuracy of machine tool of many enterprises is not up to standard and with high rate of breakdown. The reform of digital control machine tool can bring not only a good processing accuracy but also the function of digital control machine tool to common machine tool.C618K common machine numerical control design consist of mechanical part and numerical control part. In the mechanical part design, I use ball bearing quid screw assistant, micro-computer sent out control signal across power amplifier, then derive step-motor, thus carry out vertical or landscape orientation go along, I put to use 8031 single chip of MCS-51 in the hardware design.
Keywords
Lathe; numerical control; microcomputer; step-motor
目录
摘要 (I)
Abstract.................................................................................................................................. I I
1 绪论 (1)
2 总体方案设计 (5)
2.1 计参数和技术要求 (5)
2.2 总体方案的拟定 (5)
2.2.1 机械部分改造 (5)
2.2.2 主传动的数控化改造 (7)
2.3 基本参数的确定 (7)
3 传动设计 (9)
3.1 设计参数 (9)
3.2 减速齿轮设计及校核 (10)
3.3 轴的初步确定 (13)
3.4 轴的校核 (14)
3.5 键的校核 (16)
4 进给系统设计 (17)
4.1 纵向进给丝杠设计 (17)
4.2 横向进给丝杠设计 (19)
4.3 传动齿轮的校核 (19)
5 控制原理设计 (24)
5.1 数控系统的基本硬件组成 (23)
5.2 步进电机的控制 (23)
5.2.1 步进电机的工作原理 (23)
5.2.2 步进电机的控制 (24)
5.2.3 译码法寻址 (25)
5.2.4 键盘显示器接口 (25)
6 经济技术分析 (27)
总结 (30)
参考文献 (31)
附录1 (32)
附录2 (33)
附录3 (40)
1 绪论
1.1 数控系统发展简史及趋势
1946年诞生了世界上第一台电子计算机，这表明人类创造了可增强和部分代替脑力劳动的工具。

它与人类在农业、工业社会中创造的那些只是增强体力劳动的工具相比，起了质的飞跃，为人类进入信息社会奠定了基础。

6年后，即在1952年，计算机技术应用到了机床上，在美国诞生了第一台数控机床。

从此，传统机床产生了质的变化。

近半个世纪以来，数控系统经历了两个阶段和六代的发展。

数控（NC）阶段（1952～1970年）早期计算机的运算速度低，对当时的科学计算和数据处理影响还不大，但不能适应机床实时控制的要求。

人们不得不采用数字逻辑电路“搭”成一台机床专用计算机作为数控系统，被称为硬件连接数控（HARD-WIRED NC），简称为数控（NC）。

随着元器件的发展，这个阶段历经了三代，即1952年的第一代－－电子管；1959年的第二代－－晶体管；1965年的第三代－－小规模集成电路。

计算机数控（CNC）阶段（1970年～现在）到1970年，通用小型计算机业已出现并成批生产。

于是将它移植过来作为数控系统的核心部件，从此进入了计算机数控（CNC）阶段（把计算机前面应有的“通用”两个字省略了）。

到1971年，美国INTEL 公司在世界上第一次将计算机的两个最核心的部件－－运算器和控制器，采用大规模集成电路技术集成在一块芯片上，称之为微处理器（MICROPROCESSOR），又可称为中央处理单元（简称CPU）。

到1974年微处理器被应用于数控系统。

这是因为小型计算机功能太强，控制一台机床能力有富裕（故当时曾用于控制多台机床，称之为群控），不如采用微处理器经济合理。

而且当时的小型机可靠性也不理想。

早期的微处理器速度和功能虽还不够高，但可以通过多处理器结构来解决。

由于微处理器是通用计算机的核心部件，故仍称为计算机数控。

到了1990年，PC机（个人计算机，国内习惯称微机）的性能已发展到很高的阶段，可以满足作为数控系统核心部件的要求。

数控系统从此进入了基于PC的阶段。

总之，计算机数控阶段也经历了三代。

即1970年的第四代－－小型计算机；1974年的第五代－－微处理器和1990年的第六代－－基于PC（国外称为PC-BASED）。

还要指出的是，虽然国外早已改称为计算机数控（即CNC）了，而我国仍习惯称数控（NC）。

所以我们日常讲的“数控”，实质上已是指“计算机数控”了。

数控未来发展的趋势，继续向开放式、基于PC的第六代方向发展，基于PC所具有的开放性、低成本、高可靠性、软硬件资源丰富等特点，更多的数控系统生产厂家会走上这条道路。

至少采用PC机作为它的前端机，来处理人机界面、编程、联网通信等问题，由原有的系统承担数控的任务。

PC机所具有的友好的人机界面，将普及到所有的数控系统。

远程通讯，远程诊断和维修将更加普遍。

向高速化和高精度化发展这是适应机床向高速和高精度方向发展的需要。

向智能化方向发展，随着人工智能在计算机领域的不断渗透和发展，数控系统的智能化程度将不断提高。

应用自适应控制技术，数控系统能检测过程中一些重要信息，并自动调整系统的有关参数，达到改进系统运行状态的目的，引入专家系统指导加工，将熟练工人和专家的经验，加工的一般规律和特殊规律存入系统中，以工艺参数数据库为支撑，建立具有人工智能的专家系统，引入故障诊断专家系统，智能化数字伺服驱动装置，可以通过自动识别负载，而自动调整参数，使驱动系统获得最佳的运行。

1.2 机床数控化改造的必要性
1.2.1 微观改造的必要性
从微观上看，数控机床比传统机床有以下突出的优越性，而且这些优越性均来自数控系统所包含的计算机的威力。

可以加工出传统机床加工不出来的曲线、曲面等复杂的零件。

由于计算机有高超的运算能力，可以瞬时准确地计算出每个坐标轴瞬时应该运动的运动量，因此可以复合成复杂的曲线或曲面。

可以实现加工的自动化，而且是柔性自动化，从而效率可比传统机床提高3～7倍。

由于计算机有记忆和存储能力，可以将输入的程序记住和存储下来，然后按程序规定的顺序自动去执行，从而实现自动化。

数控机床只要更换一个程序，就可实现另一工件加工的自动化，从而使单件和小批生产得以自动化，故被称为实现了“柔性自动化”。

加工零件的精度高，尺寸分散度小，使装配容易，不再需要“修配”。

可实现多工序的集中，减少零件在机床间的频繁搬运。

拥有自动报警、自动监控、自动补偿等多种自律功能，因而可实现长时间无人看管加工。

由以上五条派生的好处。

如：降低了工人的劳动强度，节省了劳动力（一个人可以看管多台机床），减少了工装，缩短了新产品试制周期和生产周期，可对市场需求作出快速反应等等。

以上这些优越性是前人想象不到的，是一个极为重大的突破。

此外，机床数控化还是推行FMC（柔性制造单元）、FMS（柔性制造系统）以及CIMS（计算机集
成制造系统）等企业信息化改造的基础。

数控技术已经成为制造业自动化的核心技术和基础技术。

1.2.2 宏观看改造的必要性
从宏观上看，工业发达国家的军、民机械工业，在70年代末、80年代初已开始大规模应用数控机床。

其本质是，采用信息技术对传统产业（包括军、民机械工业）进行技术改造。

除在制造过程中采用数控机床、FMC、FMS外，还包括在产品开发中推行CAD、CAE、CAM、虚拟制造以及在生产管理中推行MIS（管理信息系统）、CIMS等等。

以及在其生产的产品中增加信息技术，包括人工智能等的含量。

由于采用信息技术对国外军、民机械工业进行深入改造（称之为信息化），最终使得他们的产品在国际军品和民品的市场上竞争力大为增强。

而我们在信息技术改造传统产业方面比发达国家约落后20年。

如我国机床拥有量中，数控机床的比重（数控化率）到1995年只有1.9%，而日本在1994年已达20.8%，因此每年都有大量机电产品进口。

这也就从宏观上说明了机床数控化改造的必要性。

1.3 机床与生产线数控化改造的市场
1.3.1 机床数控化改造的市场
绝我国目前机床总量380余万台，而其中数控机床总数只有11.34万台，即我国机床数控化率不到3%。

近10年来，我国数控机床年产量约为0.6～0.8万台，年产值约为18亿元。

机床的年产量数控化率为6%。

我国机床役龄10年以上的占60%以上；10年以下的机床中，自动/半自动机床不到20%，FMC/FMS等自动化生产线更屈指可数（美国和日本自动和半自动机床占60%以上）。

可见我们的大多数制造行业和企业的生产、加工装备大数是传统的机床，而且半数以上是役龄在10年以上的旧机床。

用这种装备加工出来的产品普遍存在质量差、品种少、档次低、成本高、供货期长，从而在国际、国内市场上缺乏竞争力，直接影响一个企业的产品、市场、效益，影响企业的生存和发展。

所以必须大力提高机床的数控化率。

期次从市场消费额来看，进口数控机床的金额近几年一直占消费额的70%以上，2004年估测可达73% 大量的高档数控机床的进口，主要用于以下三个领域：高新技术和国防工业领域、重大基础装备制造领域和国民经济支柱产业领域。

1.3.2 进口设备和生产线的数控化改造市场
我国自改革开放以来，很多企业从国外引进技术、设备和生产线进行技术改造。

据
不完全统计，从1979～1988年10年间，全国引进技术改造项目就有18446项，大约165.8亿美元。

这些项目中，大部分项目为我国的经济建设发挥了应有的作用。

但是有的引进项目由于种种原因，设备或生产线不能正常运转，甚至瘫痪，使企业的效益受到影响，严重的使企业陷入困境。

一些设备、生产线从国外引进以后，有的消化吸收不好，备件不全，维护不当，结果运转不良；有的引进时只注意引进设备、仪器、生产线，忽视软件、工艺、管理等，造成项目不完整，设备潜力不能发挥；有的甚至不能启动运行，没有发挥应有的作用；有的生产线的产品销路很好，但是因为设备故障不能达产达标；有的因为能耗高、产品合格率低而造成亏损；有的已引进较长时间，需要进行技术更新。

种种原因使有的设备不仅没有创造财富，反而消耗着财富。

这些不能使用的设备、生产线是个包袱，也是一批很大的存量资产，修好了就是财富。

只要找出主要的技术难点，解决关键技术问题，就可以最小的投资盘活最大的存量资产，争取到最大的经济效益和社会效益。

这也是一个极大的改造市场。

2 总体方案设计
2.1 计参数和技术要求
(1) 床身上最大加工直径400mm。

(2) 撤掉进给箱、溜板箱改用步进电机驱动机床的纵向和横向进给，纵向进给的脉冲当量为0.05、横向进给的脉冲当量为0.02。

2.2 总体方案的拟定
数控车床主要用于轴类零件的加工，能自动完成外围柱面、内孔、锥面、圆弧面、螺纹等工序的粗细加工，并能在圆柱面或端面上进行铣槽、钻孔、铰孔等工作,可以实现回转体零件在预先加工好定位基面后，一次装夹下完成从毛坯到成品的全部工序。

因此,能够极大地提高生产率.本项研究的对象—CA6140车床,主要用于对小型轴类，类以及螺纹零件的加工。

2.2.1 机械部分改造
(1) 主轴伺服系统的改造
拆去原床身的变速箱、进给箱、三相异步电动机，主轴箱继续保留使用，变频调电动机、原进给机构输出端接脉冲发生器。

由于采用了先进的数控系统变频调速系统电
动机驱动主轴进给系统,主轴的变速特性变佳,实现了主轴无级变速。

图2-1 主轴伺服系统组成
(2) 进给电机伺服系统的改造设计
为满足尽可能减少改动量的要求,采用步进电机经接口箱驱动丝杠,带动刀具纵向和横向移动.用滚珠丝杠螺母机构代替普通的滑动丝杠螺母机构,具有摩擦力小,运动灵敏,无爬行现象的特点,也可以进行预紧,以实现无间隙传动,以使传动刚度好,反向时无空程死区.纵向进给机构的改造：拆去原机床的溜板箱、光杠与丝杠以及安装座,配上滚珠丝杠及其相应的安装装置,纵向驱动的步进电机及其和丝杠的连接部分在主轴箱之下并不占据丝杠空间。

由于采用滚珠丝杠可提高系统的精度和纵向进给的整体刚度;横向进给
机构的改造：由于原横向进给的丝杠空间有限,所以拆除横向丝杠换上滚珠丝杠。

由于现在的步进电机的驱动能力很强，步距角也比原来小了很多，所以步进电机和丝杠之间用用齿轮2：3传动。

(3) 传动齿轮的选择
齿轮传动
齿轮传动在伺服进给系统中的作用是改变运动的方向，降速、增大扭距，适应不同丝杠螺距和不同脉冲当量的配比等。

当在伺服电机和丝杠之间安装齿轮（直齿、斜齿、锥齿等）时，必然产生齿侧间隙，造成反向运动的死区，必然设法消除。

目前消除齿侧间隙普遍采用双片齿轮结构，如图2-2所示。

将一对齿轮中的大齿轮分成1、2两部分，并分别与螺钉3、4固定，再将弹簧5与3、4联接起来，这样齿轮的1、2部分的齿轮自然错开，达到自动消除齿侧间隙的目的。

斜齿轮分成两个薄片，分别与宽齿轮1的齿槽左、右侧面贴紧，消除了间隙。

齿侧间隙△与垫片增减量△t的关系可用下式表示为：
△t＝△cosβ
这种方法结构简单，但调整费事也不能自动补偿间隙。

当齿轮与轴联接时，键两侧的间隙也必须设法消除，其措施如图2-2所示，图a 为双键消除间隙，用紧钉螺钉顶紧；图b将其中一个键灌环氧树脂，但不易拆卸维修。

图2-2 齿轮
2.2.2 主传动的数控化改造
机床主传动的作用是把电机的转速和转矩通过一定途径传给主轴，使工件以不同的速度运动，主传动性能的好坏，直接影响零件的加工质量和生产效率。

考虑到改造的经济性，可乘用机床原有的普通三相异步交流电动机拖动。

考虑到加工过程中当电网电压和切削力矩发生变化时，电机的转速也会随之波动，直接影响加工零件的表面粗糙度。

因此为提高加工精度，实现主轴自动无级变速，在主轴上增加了交流异步电动机变频调速系统，从而不需进行机械换档。

图2-3 主轴脉冲发生器安装
针对机床要求具有螺蚊切削功能，在主轴部位安装主轴脉冲发生器，如图2-3所示。

为保证脉冲发生器与主轴等速旋转，即主轴转一周，主轴脉冲发生器也转一周，主轴脉冲发生器的安装方式很重要。

改装时，主轴传动必须经过原有CA6140车床主轴箱中58／58和33／33两级齿轮(实现1：1)传递到原有CA6140车床的挂轮轴X，拆除挂轮留出空间，安装脉冲发生器，并用法兰盘固定。

2.3基本参数的确定
（1）车床的横向进给脉冲当量为0.02；
（2）车床的纵向进给脉冲当量为0.05；
（3）横向进给方向的步进电机的选择：
a 步进电机步距角的确定：
根据
360
360
h
h
θδδθ
=⇒=
式中θ——步进电机步距角（度）；
δ——脉冲当量（mm）;
h——滚珠丝杠螺距（mm）。

因为h=6 mm，
0.02mm δ=
所以 360 1.3h
δ
θ=
= b 电机最大静态扭矩的确定： 负载的最大扭矩 ()39.8102Z
F G h M μπη
-+⨯=
式中 F ——进给方向的切削力（N ）; G ——工件和工作台的质量（kg ）; μ——导轨摩擦系数；
η——丝杠的传动效率；
h ——丝杠螺距（mm ）.
由以上计算可知高速钢立铣的铣削圆周力最大2191.28Z P N =，并且由《专用机床设计与制造》表7可知，当逆铣时
1~1.2H
Z
P P =（取 1.2），所以H P =1.2 1.22191.282629.536Z P N ⨯=⨯=（H F P =）；G 取200 kg ；μ取0.8；η取0.95；
h 取6mm 。

所以
()()339.81022629.5369.80.82008102 3.140.95
5.629Z
F G h M N m
μπη
--+⨯=
+⨯⨯⨯⨯=
⨯⨯=⋅ 选择110BF3-0.75系列步进电机：
一、型号 110BYG5200C 相数 3相 保持转矩 8.33N.m 合适。

纵向进给电机选择同上即：
表2-1 步进电机主要参数
型号 相数 额定电压/V 静态电流/A 步距角/° 保持静转
矩/N·M 外形尺寸/㎜ 总长 外径 轴径 X
向 130BF5-1
.5/0.75Ⅱ 3
110/2
10
1.5
12.74
179．5
Φ130 Φ20
Y
向 110BF3-1
.5
3 40 6 0.75 8.33 196 Φ110 Φ14
3 传动设计
3.1 设计参数
表3-1 CA6140普通车床主要技术参数
C618K普通车床进给系统主要技术参数
项目单
位
参数
床身上最大工件回转直径mm Ф400
拖板上最大工件回转直径mm Ф210
最大工件长度mm 750,1000,1500,2000（四种）
主轴转速范围rpm 10～1400 (24级变数)
主轴通孔直径mm Ф30
主轴锥孔莫氏5号
主轴电机功率KW 2.2/3
刀架刀位数 4 车刀刀杆最大尺寸（宽×高）mm 20×20
刀架快移速度(Max) 纵向（Z）m/min 4
横向（X）m/min 2 步进电机最小设定单位mm 0.01
进给电机扭矩（功率）纵向（Z）N.m 10 横向（X）N.m 5
定位精度mm 0.04/300 重复定位精度mm 0.02
尾架套筒锥孔莫氏3号尾架套筒最大移动距离mm 95
机床外形尺寸（长×宽×高）mm 2260×800×1330 机床重量（毛重/净重）Kg 500
电压V AC 380V AC三相
3.2减速齿轮设计及校核
第一对双联齿轮的设计：设计齿轮的输入功率是 4.44kW 小齿轮的转速
1n =302—712.5r/min 齿数比 1.75工作寿命15年（设每年工作300天），两班制。

1 选齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 1） 按传动方案选用直齿圆柱柱齿轮传动。

2） 速度不是很高，选用7级精度（GB10095―88）。

3） 材料的选择。

由[1]
《机械设计》表10―1常用齿轮材料及力学特性选小齿轮的
材
40C (调质)，硬度为280HBS ，大齿轮的材料为45钢 (调质)，硬度为240HBS ，两者材料硬度差40HBS 。

4） 选小齿轮的齿数1z =28,大齿轮的齿数2z =49。

2 按齿面接触强度设计
由[1]
《机械设计》设计计算公式（10―9a ）进行试算，即
1t d ≥
2.32
lim H σ
确定公式内的各计算数值 (1) 试选载荷系数t K =1.3 (2) 计算小齿轮传递的扭矩
1T =9550000×p/1n =9550000×4.44/(302-712.5)=59511.58-140403.97N·㎜
(3) 由[1]
《机械设计》表10―7圆柱齿轮的齿宽系数d φ根据齿轮相对支撑非对称
布置选取齿宽系数d φ=0.4
(4) 由[1]《机械设计》表10—6弹性影响系数查的材料
E Z 的弹性影响系数
E Z =189.81
2
MP
(5) 由[1]《机械设计》表10—21d 齿轮的接触疲劳强度lim H σ查按齿面硬度查得小
齿轮的接触疲劳强度极限lim1H σ=600a MP 大齿轮的接触疲劳强度极限
lim 2H σ=550a MP ；
(6) 由[1]
《机械设计》式10—13计算应力循环的次数,小齿轮用最大转速时进行计
算：
1160h N n jL ==60×712.5×(2×8×300×15)×1=30.78×810 2N =30.78×810/3.3=9.33×810
(7) 由[1]
《机械设计》图10—19查得接触疲劳寿命系数1HN K =0.92；
2HN K =0.96
(8) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S =1，由[1]
《机械设计》式（10—12）得
[1]
1lim11[]HN H H K S σ
σ==0.92×600=552a MP
[1]
2lim 2
2[]HN H H K S
σ
σ==0.96×550=528a MP
2）计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径1t d ,代入[]H σ中较小的值
1t d ≥
2.32
2
=38.31㎜
（2） 计算圆周速度v
11
42.8302
0.67/601000
601000
t d n v m s ππ⨯⨯=
=
=⨯⨯
（3） 计算齿宽b 10.438.3115.32d t b d φ=⋅=⨯= （4） 计算齿宽与齿高之比/b h 模数 取模数m=1.5
齿高 2.25 2.25 1.5 3.375t h m ==⨯=㎜ /b h =15.32/3.375=4.54 （5）计算载荷系数
根据v =0.67m/s,7级精度，由[1]
《机械设计》图10—8查得动载荷系数V K =1.03；直齿轮，假设/100A t K F b N </㎜。

由[1]
《机械设计》表10—3查得H K α=F K α=1.2;由[1]《机械设计》表10—2查得使用系数A K =1.25，由[1]
《机械设计》表10—4查得7级
精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，
2231.030.18(10.6)0.2310H d d K b βφφ-=+++⨯ 将数据代入后得
223[1]1.030.18(10.6)0.2310H d d K b βφφ-=+++⨯=1.06
由/b h =4.54, H K β=1.44381查[1]
《机械设计》图10—13得F K β=1.35
故载荷系数
[1]A V H H K K K K K αβ==1×
1.03×1.2×1.06=1.31 （6） 按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由[1]
《机械设计》式
（10—10a ） （7） 计算模数
11/m d z ==38.31/28=1.36㎜
3按齿跟弯曲强度设计
由[1]《机械设计》式（10—5）得弯曲强度的设计公式为
m ≥
1) 确定公式内的各计算数值
（1）由[1]
《机械设计》图10—20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE σ=500a MP ；
小齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE σ=380a MP ；
（2）由[1]《机械设计》图10—18查得弯曲疲劳寿命系数FNI K =0.83 ,2FN K =0.84:
（3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S =1.4 由[1]
《机械设计》公式（10—12）得
[1]
11
10.83500
[]296.431.4FN FE F K S
σ
σ⨯==
=a MP [1]
22
20.84380
[]2281.4
FN FE F K S
σ
σ⨯==
=a MP （4）计算载荷系数K
A V F F K K K K K αβ==1×1.03×1.2×1.06=1.31
（5）查取齿形系数
由[1]《机械设计》表10—5查得
1F Y α=2.72，2F Y α=2.22
（6）查取应力校正系数
由[1]
《机械设计》表10—5查得
1S Y α=1.57，2S Y α=1.77
（7）计算大、小齿轮的
[]
F S F Y Y αα
σ并加以比较 [1]
111
2.72 1.57
0.0144[]296.43
F S F Y Y αασ⨯=
=
[1]
222
2.22 1.77
0.01723[]228
F S F Y Y αασ⨯=
=
大齿轮的数值大。

2）设计计算
2.05m ≥
=㎜
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.93并取圆整为标准值m =2.0㎜，按接触强度算得的分度圆直径1d =38.31㎜算出小齿轮齿数
1138.3119.152.0
d z m =
==取20 大齿轮的齿数2z =1.75×20=25
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4 几何尺寸计算 1）
计算分度圆直经
11d z m ==20×2 =40㎜ 22d z m ==35×2 =70㎜
2） 计算中心距 ()12/2a d d =+=（70+40）/2=56㎜ 3）
计算齿轮宽度 根据经验一般齿宽取模数的6~10倍
所以8b m ==8×2.0=16㎜
3.3 轴的初步确定
第一根轴：设其传动效率为0.96η
=则其功率为3P =3×0.96=2.88KW ，
j n =660/min r ，按《机械设计》[9]式（15—2）初步估算轴的最小直径，选轴的材
料为45钢，调质处理，根据15—3取0
112A =于是得：
min 011219.67d A Nmm ==⨯= 轴取20㎜。

第二根轴：齿轮和轴的传动效率是0.97η
=则其功率为3p =2.88×0.97=2.63KW ，
j n =477/min r ，按《机械设计》[9]式（15—2）初步估算轴的最小直径，选轴的材
料为45钢，调质处理，根据《机械设计》[9]15—3取0112A =于是得：
min 011227.58d A mm === 轴取30㎜。

3.4 轴的校核
校核床头箱内第一根轴，轴上的功率P = 2.76kw 转速n = 660r/min 转矩 2.769550000
955000039936.36660
P T N mm n ==⨯≈⋅ 作用在齿轮上的力F t , F r ，齿轮分度圆直径 d = 66㎜
2239936.36
1210.266
t T F N d ⨯=
== tan 1210.2tan 20440.5r t F F N α==⨯︒=
轴上受力情况见图3-1(a) 求轴上的载荷，水平面H
0B
M
=∑ 故有
F NH1 + F NH2 = F t
20r BC NV BD F l F l -=
联立解得： F NH1 = 1258N ， F NH2 = 468N ，在垂直面V
F NV1 + F NV2 = F r
20r BC NV BD F l F l -=
联立解得：F NV1 = 476N ， F NV2 = 135N
弯距
2V M = F NV1×300 = 135*210=28350N·㎜ 1V M = F NV1×105= 476*66=31350N·㎜
M H = F NH1 ×60 =1258×60 = 75480 N·㎜
总弯距：
180628.49M N ===·㎜
280925.26M N ===·㎜
F NV1
F NV2
a
b
c
d
e
扭矩： T = 39936.36N·㎜ 作出轴的弯矩图扭矩图如下
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面（即危险截面C ）的强度，根据《机械设计》[9]式（15-5）及上表中的数值，并取0.6α=，轴的计算应力：
23.8ca a a MP σ=
== 前已选定轴的材料 为45钢，调质处理，由《机械设计》[9]表15-1查得[]160a MP σ-=， 因此[]1ca σσ-<，故安全。

3.5 键的校核
床头箱内第一根轴与电磁摩擦离合器连接的普通圆头平键。

轴径为36㎜， 传动转矩为39936.36N·㎜,齿轮轮毂宽度是42㎜，载荷稳定。

（1） 选择键的类型：选A 型普通平键。

（2） 确定键的尺寸：查表可选键的尺寸为b×h×l=10×8×32㎜.
（3） 挤压强度：按《机械设计》[9]式（10-32），并取 k=2
h L = l －b,则工作表面的
挤压应力为：
2239936.36
27.733836(3010)2
p T MPa kdL σ⨯=
==⨯⨯- 27.733[]120200p p MPa MPa σσ∴=<=:, 故联结能满足挤压强度要求。

（4） 剪强度：由《机械设计》[9]式（10-33）得剪切应力为：
2239936.36
11.0933610(3010)
T MPa dbL τ⨯=
==⨯⨯- 由表10-10可知，当载荷平稳时，许用切应力[τ]=120MPa ∴ τ = 11.093MPa ＜[τ]，故能满足剪切强度要求。

4 进给系统设计
4.1纵向进给丝杠设计
数控机床进给伺服系统的设计计算：
1)选择脉冲当量
根据机床精度要求选择脉冲当量，纵向：0.05mm/步，横向：0.02mm/步。

2)计算切削力
纵车外圆时主切削力F Z（N）按经验公式估算：
F z=0.67D max1..5=0.67×4001.。

5=5360N
按切削力各分力比例：F z：F y；F x=1：0.25：0.4
F x=5360×0.4=2144N
F y=5360×0.25=1340N
3)滚珠丝杠螺母副的计算和选型纵向进给丝杠
4)计算进给牵引力F m(N)
纵向导轨为燕尾形，计算：
F m=1.4×F y+F（F z+2 F x+G）
其中：F为滑动导轨摩擦系数：0.15-0.18取0.16
G为溜板及刀架重力：G=600N
F m=1.4×1340+0.16（5360+2×2144+600）=3515.68N
计算最大动负载C
其中：；
以上式中：L0为滚珠丝杠的导程，出选L0=8mm;V S为最大切削力下的进给速度，可取最高进给速度的1/2-1/3；f m为运转系数，按一般运转取f m1.2-1.5，取1.3；L为寿命，以106转为1单位。

选择滚珠丝杠螺母副。

根据《机械零件设计手册》[13]，W 1L4008外循环螺纹调整预紧的不带衬套的双螺母滚珠丝杠副的额定动载荷为18965N ，可满足要求，选定精度为3级。

5) 刚度验算
按最不利情况考虑，即在螺距（应为导程）内受轴向力引起的弹性变形与受转矩引起 弹性变形方向一致，此时变形量为最大，计算公式如下：
δ
360
515.68(3.64880)2
6975.86
tg ='''⨯
+=o （式中摩擦系数f 按0.0025计，当量摩擦角ρv =8′40″） 剪切弹性模量G=8.33×104N/mm
则： 224452163515.68843515.688
8.331060 2.0610600.0000490.049s mm m
δππμ⨯⨯⨯⨯=+
⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
每米螺杆长度上的螺距的弹性变形
3
0.0498.16/()15/610F s
s
m m m m s
s
δδμμ-=
=<=⨯ 数控车床的滚珠丝杠应选3级精度，查《机械零件设计手册》[13]表17-9注知相应与滑动螺旋副为7级精度，查得（
S
S
δ）p 的一半为15um/m; 稳定性验算因纵向螺杆较长，应验算螺杆的稳定性，临界载荷为F cr
式中 E —螺杆材料的弹性模量，E=2.06×105N/mm 2； I a —螺杆危险截面的轴惯性矩
4
4
54160 1.8151064
64
a d I mm ππ⨯=
=
=⨯
u —长度系数，查《机械零件设计手册》[13]表17—7，按一端固定，一端铰支，u=0.7； l 1—丝杠全长 l 1=l u +2l e =700+2×24=748mm
因为
cr F 所以满足要求。

传动效率计算传动效率η： r 为螺旋导程角，即
ϕ=
4.2 横向进给丝杠设计
同纵向进给系统设计相类似，类比法选择横向进给丝杠型号为CDM2504-2.5 主要参数： d 0 = 30㎜ P h = 6㎜ D w = 2.381㎜ d = 24.7㎜
d 1 = 22.5㎜ C a = 6519N R c = 740N/µm 循环圈数2.5×1
4.3 传动齿轮的校核
纵向丝杠齿轮校核。

纵向丝杠步进电机输出转矩为1.470N·m ，小齿轮材料为40Cr ，调质处理，硬度241HB ～286HB,平均取为260HB ，大齿轮选用双片齿轮，用45钢，调质处理，硬度为229HB ～286HB,平均取240HB.
Z 1 = 20 , Z 2 = 25 , m = 2.0
接触疲劳极限： 由<<机械零件设计手册>>[13]第12章得知 ：
бHlim1 = 1200MPa бHlim2 = 1150MPa
初步计算的许用接触应力[бH ]：
[бH1]≈0.9бHlim1 = 0.9×1200 = 1080MPa [бH ]≈0.9бHlim2 = 0.9×1150 = 1035MPa
精度等级选取6级精度：。