8086改造机床进给系统

指导老师：玄兆燕姓名：田柳班级：09实验2班学号：200920010228提交日期：2013年1月8号设计题目：用微机数控系统改造C616车床一、设计内容：1、设计采用步进电机伺服机构的开环机床数控系统，控制对象为机床进给系统的x、z向工作台。2、总体方案包括机械、电机、微机部分的选择与设计。3、对横向进给系统进行机械结构设计并画出横向进给系统装配图。4、设计一个步进电机驱动电路包括环形分配器的选择、设计、光电耦合器和功放电路的设计及其与微机的接口电路，画出驱动电路图。5、软件设计。二、设计已知条件：1、工作台重量W=800N2、起动加速时间T=50ms3、脉冲当量δ=0.005mm/step4、快速进给速度Vmax=1m/min5、切削进给速度V=0.3m/min6、工作台行程L=640mm.7、主轴电机功率p=4KW机械设计部分一、切削力的计算最大切削功率EcPP式中：EP---主电动机的功率---主传动系统总效率（一般为0.70-0.85大值适用于新机床，小值适用于旧机床）这里取=0.75则kwkwPc375.04当主电动机输出最大功率，切削速度最小时，主切削力CF最大，普通车床加工工件时，当采用硬质合金工具时，其最小和最大切削速度分别为100m/min和600m/min。取Vc=100m/min。即60103vFPZc式中：ZF——主切削力（N）v---最大切削速度（m/min）取v=100m/min则NvPFcZ180010010360106033由《机床设计手册》可知，(0.1~0.6)XZFF(0.15~0.7)YZFF取纵向切削分力ZXFF5.0，横向切削分力ZYFF6.0，则NFFcx90018005.05.0NFFcY108018006.06.0二、丝杠的选型1、最大工作载荷Fm的计算综合导轨车床丝杠的轴向力：cFmkFf，μ（F+G）式中Ff、Fc—切削分力G—移动部件的重量，μ--导轨上的摩擦系数K—考虑颠覆力矩影响的实验系数对于综合导轨式中K=1.15，，μ=0.15～0.18，取为0.16。则NFm1451)8001800(16.090015.12、最大动载荷QF的计算由《机床设计手册》可知丝杠寿命060nT/L610式中n丝--丝杠转速T—使用寿命时数数控机床取T=15000h丝杠转速n丝=0nfL=01000DLvf式中n主--主运动转速n主=1000r/minv—切削速度v=100mm/minf--进给量f=0.3mm/rD—被切削工件直径D=80mm0L--丝杠导程0L=6mm则n丝=10000.36=50r/min0L=660501500010=45由《机械设计手册》可知最大动载荷QF=03wmffHLF式中0L--滚珠丝杠副的寿命单位为610rwf--载荷系数由平稳或轻度冲击取wf=1.2fH--硬度系数由HRC58取fH=1mF--滚珠丝杠副的最大工作载荷则NFffLFmwHQ26.619314512.10.145333、精度等级的确定由设计条件机床定位精度0.02mm/step查《机械零件设计手册》表17-27，选取丝杆精度等级为4级。4、规格型号的初选初选滚珠丝杠副的规格，应使其额定动载荷aQCF当滚珠丝杠副在静态或低速状态下min10rCn长时间承受工作载荷时，还应使其额定静载荷oaC（2~3）Fm查《机械设计手册》选丝杠型号：2506-2.5CDM外循环型相关参数：中径：mm25d0外径：.5mm24d1刚度：mN459Kc导程：mm6l0滚珠直径：mm969.3Dw额定动载荷：NCa11939额定静载荷：NCoa261921）效率计算：根据〈〈机械原理〉〉的公式，丝杠螺母副的传动效率η为：η=)(vtgtgv式中摩擦角ψ=10′螺旋升角γ=0/dPn，由计算得：='224则963.0)10224(224tgtg2）刚度验算1丝杠的拉伸或压缩变形量12m0012FlMlESIE式中mF--丝杠最大工作载荷L0--丝杠两端支承间距0264022068YeLLLmmcmE--丝杠材料的弹性模量，取5722.1102.110EMPaNcmS--丝杠按底径确定的截面积M--转矩I--丝杠按底径确定的截面惯性矩41/64Id由于转矩M一般较小，原式可变为：m01FlES2221d24.5()3.14()4.71m22ScmESlFm98.971.4101.2681451701由于丝杠拉伸取+，压缩取-所以1=9.982滚珠与螺纹滚道间的接触变形量2有预紧时：320.0013/10/10mWxjFDFZ式中：Dw--滚珠直径，单位为mmZ--滚珠总数量，圈数列数1005.2220ZZ--单圈滚珠数，（外循环）20969.3250wDdZxjF--预紧力，单位为N滚珠丝杠预紧时，取轴向预紧力，67.4833mxjFF得m5.110/10067.483696.31014510013.0322由于丝杠有预紧力且预紧力达轴向工作载荷的1/3时实际变形可减少1/2所以320.4009100.4m总变形量：m73.1075.098.92/21查《机床设计手册》知：任意300mm内累计螺距公差允许到16m则：mm1673.10所以，满足设计要求。4）稳定性验算此纵向滚珠丝杠副采取一端轴向固定一端简支的方式滚珠丝杠属于受轴向力的细长杆，如果轴向负载过大，则可能产生失稳现象，失稳时，临界载荷应满足：22kkmsfEIFFKl式中：kF--临界载荷，单位为Nkf--丝杠支承系数，双推-简支式取：2kfK--压杆稳定安全系数，一般取为2.5--4，取k=4E—钢的弹性模量52.110EMPaI—丝杠按底径2d确定的截面惯性矩41/64IdLs--滚珠丝杠两端支承间的距离丝杠螺纹长度Ls=工作台行程Ly+螺纹长度L+2余程Le=640+87+224=775mm其中Ly、Le均为《机电一体化手册》查得最终得临界载荷：254223.142.1103.1424.5/64304694775kFNFm满足稳定性要求。四、滚珠丝杠驱动转矩计算螺旋副摩擦转矩1T计算由《机械零件设计手册》17-1式mmNdFTvm86.1432)40815112tan(2251451)tan(2''''''0011、支撑面摩擦转矩2T,3T计算由《机械零件设计手册》17-3式mmNddfFTTm34.45450500025.010855.0444332式中摩擦系f数按0.0025计2d，3d为支撑端面内外直径，用丝杠公称直径0d代替3、滚珠丝杠驱动转矩qT计算由《机械零件设计手册》17-3式mmNTTTTq54.152334.4534.4586.1432321五、齿轮设计1、选择齿轮材料并初步确定参数1）、选择齿轮材料，及热处理。由《机械设计》表8-1选取：小齿轮：40Cr，调质处理，齿面硬度为260HBW大齿轮：45钢，调质处理，齿面硬度为230HBW2）、初选齿数小齿轮齿数201z大齿轮齿数50185.212izz3）、选择齿宽系数d和精度等级初估小齿轮直径mmd30'1参照《机械设计》表8-8取齿宽系数d=1，则mmdbd30'1齿轮圆周速度smndv/196.0100060125301000601'1'式中min/125505.221rininnm为保证系统传动精度选取6级齿轮精度4）、计算两次轮应力循环次数N小齿轮8'1110125.1150001256060hLnN大齿轮7812105.45.210125.1iNN5）、寿命系数NZ参照《机械设计》表8-24取11NZ,12NZ(不允许有一定量点蚀)6）、接触疲劳极限limH由《机械设计》图8-20a，查MQ线得MPaH7201lim，MPaH5802lim7）、安全系数HS参照《机械设计》表8-11，取1HS8)、许用接触应力H参照《机械设计》8-14式得MPaSZHNHH7201172011lim1MPaSZHNHH5801158022lim22、按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数1）、确定各相关参数值计算小齿轮转矩mmNiTTq416.6095.254.1523确定使用系数AK参照《机械设计》表8-4取1AK确定动载系数VK参照《机械设计》表8-11取05.1VK齿间载荷分配系数KmmNmmNbdTKbFKAtA100354.13030416.6091221参照《机械设计》表8-5，取5.1K齿向载荷分布系数K由《机械设计》图8-14,a取载荷系数732.11.15.105.11KKKKKVA确定弹性系数EZ,参照《机械设计》表8-6得MPaZE190确定节点区域系数HZ,参照《机械设计》图8-16得5.2HZ确定重合度系数Z,参照《机械设计》式8-8有656.1)501201(2.388.1)11(2.388.121zz参照《机械设计》式8-7有884.03656.1434Z2)、求所需小齿轮直径1d参照《机械设计》式8-6有mmZZZuuKTdHEHd61.11)580884.05.2190(5.215.21416.609732.12)(1232321初估小齿轮直径mmd30'1符合条件。3）、确定中心距a，模数m等主要几何参数模数65.01861.1111zdm参照《机械设计》表8-7取标准值m=1.5中心距mmzzma5.522)5020(5.12)(21分度圆直径mmmzd30205.111mmmzd75505.122确定齿宽mmbb302mmmmbb353213、校核齿根弯曲疲劳强度1）、计算许用弯曲应力寿命系数NY参照《机械设计》图8-29取121NNYY极限应力limF参照《机械设计》图8-25a取MPaF3001limMPaF220lim尺寸系数xY参照《机械设计》图8-30取121xxYY安全系数FS参照《机械设计》表8-11取6.1FS许用弯曲应力][F参照《机械设计》8-16式MPaSYYFxNFF3756.11130022][111lim1MPaSYYFxNFF2756.11122022][222lim22）、计算齿根弯曲应力齿形系数FaY参照《机械设计》图8-18取9.21FaY33.22FaY应力修正系数saY参照《机械设计》图8-19取58.11saY68.12saY重合度系数Y参照《机械设计》式8-11有71.063.175.025.075.025.0Y齿根弯曲应力参照《机械设计》式8-9有MPaMPambdYYKTYFsaFaF375][1.145.1303071.058.19.2416.609732.12211111MPaMPaYYYYFsaFasaFaFF275][1.1258.19.268.133.21.142112212结论齿根弯曲疲劳强度足够。六、步进电机的计算与选型1）等效转动惯量计算:工作台质量折算到步进电动机轴上的转动惯量GJ:222200.6800()(/)()0.745/229.8GLJMkgcmkgcm对材料为钢的圆柱形零件，其转动惯量可按下式估算sJ:4427