數(shù)控車床橫向進給機構設計【
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鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設計說明書（論文）
0 引言
該次畢業(yè)設計中,我很有幸分在“數(shù)控車床小組”,我所設計的課題為“數(shù)控車床橫向進給機構的設計 (經濟型中檔精度數(shù)控機床)”。進行這一設計主要是為了進一步地提高數(shù)控車床橫向進給機構的定位精度、重復定位精度以及改造手動進給裝置以使其能夠可靠地運行。而且,通過這次畢業(yè)設計也可以檢驗自己的學習情況,鍛煉自己,對今后的學習和工作也有一定程度上的幫助。
信息時代的高新技術流向傳統(tǒng)產業(yè)，引起后者的深刻變革。作為傳統(tǒng)產業(yè)之一的機械工業(yè)，在這場新技術革命沖擊下，產品結構和生產系統(tǒng)結構都發(fā)生了質的躍變，微電子技術、微計算機技術的高速發(fā)展使信息、智能與機械裝置和動力設備相結合，促使機械工業(yè)開始了一場大規(guī)模的機電一體化技術革命。隨著計算機技術、電子電力技術和傳感器技術的發(fā)展，各先進國家的機電一體化產品層出不窮。機床、汽車、儀表、家用電器、輕工機械、紡織機械、包裝機械、印刷機械、冶金機械、化工機械以及工業(yè)機器人、智能機器人等許多門類產品每年都有新的進展。機電一體化到各方面的技術已越來越受關注，它在改善人民生活、提高工作效率、節(jié)約能源、降低材料消耗、增強企業(yè)競爭力等方面起著極大的作用。在機電一體化技術迅速發(fā)展的同時，運動控制技術作為其關鍵組成部分，也得到前所未有的大發(fā)展，國內外各個廠家相繼推出運動控制的新技術、新產品。主要有全閉環(huán)交流伺服驅動技術（Full Closed AC Servo）、直線電機驅動技術（Linear Motor Driving）、可編程序計算機控制器（Programmable Computer Controller，PCC）和運動控制卡（Motion Controlling Board）等幾項具有代表性的新技術。數(shù)控機床是一種高科技的機電一體化產品,是綜合應用計算機技術、精密測量及現(xiàn)在機械制造技術等各種先進技術相結合的產物。數(shù)控機床作為實現(xiàn)柔性制造系統(tǒng)、計算機集成制造系統(tǒng)和未來工廠自動化的基礎已成為現(xiàn)在制造技術中不可缺少的生產手段,是機電一體化技術的重要組成部分。隨著科學技術的迅速發(fā)展,數(shù)控技術的應用范圍日益擴大。數(shù)控機床已成為現(xiàn)在機械制造業(yè)中的主要技術裝備。數(shù)控機床作為機電一體化的典型產品，在機械制造業(yè)中發(fā)揮著巨大的作用，很好地解決了現(xiàn)代機械制造中結構復雜、精密、批量小、多變零件的加工問題，且能穩(wěn)定產品的加工質量，大幅度地提高生產效率。經濟型中檔精度數(shù)控車床主要用于對中小型軸類、盤類以及螺紋零件的加工，這些零件加工工藝要求機床應完成的工作內容有：控制主軸正反轉和實現(xiàn)其不同切削速度的主軸變速；刀架能實現(xiàn)縱向和橫向的進給運動，并具備在換刀點自動改變四個刀位完成選擇刀具；冷卻泵、潤滑泵的啟停；加工螺紋時，應保證主軸轉一轉，刀架移動一個被加工螺紋的螺距或導程。
數(shù)控車床的進給系統(tǒng)包括橫向進給系統(tǒng)(X軸)和縱向進給系統(tǒng)(Y軸),它們是由伺服電機經同步齒形帶傳動,驅動滾珠絲杠螺母副機構,來實現(xiàn)刀架的運動。根據(jù)GB/T16462-1996《數(shù)控臥式車床精度檢驗》,機床的位置精度包括重復定位精度、反向偏差和定位精度。當機床的中心距DC=3000mm時,其重復定位精度X軸0.007mm,Z軸0.020mm;反向偏差X軸為0.006mm,Z軸為0.012mm;定位精度X軸為0.016mm,Z軸為0.050mm。可以看出,進給軸設計與主軸設計相比,具有相同的重要性。因而,進給軸的設計應從動、靜兩方面充分考慮,位置精度才能達到該標準的要求。 對于X軸，由于其位置誤差值復映在零件加工尺寸上為直徑值，故放大了2倍，X軸移動質量不大，要求的快移速度較低，因而要求X軸應有更高的位置精度。因X軸滾珠杠直徑比Z軸小，長度短，并且采用降速傳動，使得折算在X軸電機上的轉動慣量減小。因此，X軸的設計應著重以達到所要求的位置精度為主要矛盾進行設計，而選用的電機扭矩比Z軸小些。為了達到這目標，X軸應從提高重復定位精度、反向偏差及定位精度三個方面，從設計上解決。在數(shù)控車床進給系統(tǒng)的設計中,根據(jù)橫向、縱向的不同精度要求,不同移動質量及轉動慣量等特點,分別解決設計中的主要矛盾。以期望設計結果能滿足各項性能指標的要求,達到預期的結果,即滿足設計任務書的要求。限于編者水平，書中錯誤和不妥之處在所難免，殷切期望讀者批評指正。
1、 總體設計方案
1.1 總體設計方案論證
與普通機床相比,數(shù)控機床進給系統(tǒng)的設計要求除了具有較高的定位精度外,還具有良好的動態(tài)響應特性。為了確保數(shù)控機床的傳動精度和工作平穩(wěn)性,在設計機械了機構時,通常還應提出無間隙、低摩擦、高剛度以及有適宜的阻尼比要求等。為了達到這些要求,在機械傳動設計中,主要采取如下措施:
1、盡量采用低摩擦的傳動副;
2、選用最佳的降速比;
3、盡量縮短傳動鏈以及用預緊的方法提高傳動系統(tǒng)的剛度;
4、盡量消除傳動間隙,減少反向行程誤差。
數(shù)控車床的總體總體設計方案示意圖如下圖所示：
本設計數(shù)控車床要求設計為中檔精度機床,為此提出以下兩種設計方案:
設計方案一:該方案的進給裝置及動作原理如下:
機床的橫向進給機構由：床鞍，滾珠絲杠副，螺母座，滑板，連接套，步進電機等部分組成。由步進電機通過連接套帶動滾珠絲杠副至螺母座，實現(xiàn)滑板的橫向機動進給。在滾珠絲杠的前端加一螺孔，用內六角螺釘及套與之連接，這樣用內六角扳手可實現(xiàn)滑板的橫向手動進給運動。
設計方案二:該方案的進給裝置及動作原理如下:車床的橫向進給機構由床鞍4,滾珠絲杠副5,螺母座6,橫滑板7,同步帶輪12、19,交流伺服電機64等部分組成,見設計裝配圖001。由交流伺服電機64經同步齒形帶傳動,驅動滾珠絲杠副5至螺母座6,實現(xiàn)橫滑板7的橫向機動進給,來實現(xiàn)刀架的運動。在該方案中,在滾珠絲杠的前端加了一個固定銷46,床鞍上改進了支座3,增加了滾花手柄2,在滾花手柄2的前端用一個開口槽及內孔與滾珠絲杠相連, 支座3下用一個開槽平端緊定螺釘45與滾花手柄2上的兩圓槽相連作定位作用。當需手動進給時, 滾花手柄2的開口槽就插到滾珠絲杠的固定銷46中,將螺釘45緊到手柄2的相應圓槽中,這樣轉動滾花手柄2就可帶動滾珠絲杠實現(xiàn)手動進給。當不用手動進給時,松開螺釘45,將滾花手柄2出,使開口槽與滾珠絲杠的固定銷分開,再將螺釘45緊到手柄2的相應圓槽中,此時手柄2與滾珠絲杠脫開了。
在方案一中,由于在機動進給時,套8仍在轉動,不安全。用內六角扳手時,在作螺紋的反向運動時,會使內六角螺釘松動,而不能使手動進給可靠進行。在方案二中,在機動進給時, 滾花手柄不再轉動,使車床的安全可靠性得以加強。同時,這樣做也使得在車床檢驗后的工作過程中,不至于被他人轉動手柄而破壞現(xiàn)場工作狀態(tài)。在方案一中,采用步進電機,起精度受到一定程度上的限制。因為本設計要求中檔精度,所以在方案二中改用交流伺服電機,以提高相應的精度。并且在方案二中以同步帶傳動代替方案一中的連接套,其益處在參考文獻［4］106-107頁中可以見到,這里就不再重復了。
1.2 總體設計方案的確定
經總體設計方案的比較和論證后,確定的經濟型中檔精度數(shù)控車床橫向進給機構設計的總體方案示意圖如裝配圖001所示。該橫向進給機構既可以進行機動進給,也可以進行手動進給。該橫向進給機構采用交流伺服電機驅動, 經同步齒形帶傳動,驅動滾珠絲杠轉動,從而實現(xiàn)數(shù)控車床的橫向進給運動。刀架采用LD-1型列電動刀架。
2 橫向進給機構的設計與計算
橫向進給機構設計與計算的主要內容有: 滾珠絲杠副的設計計算及選型、同步帶的設計計算與選型、同步帶輪的選擇、交流伺服電機的計算及選型、導軌副的選擇、自動轉位刀架的選擇。繪制橫向進給機構的裝配圖以及各零件圖等。
2.1 已知條件
(1)、床身上最大回轉直徑:400mm；
(2)、加工最大工件長度:1000mm；
(3)、快移速度:X軸 4m/min,Z軸 8m/min；
(4)、定位精度:X軸 0.035mm, Z軸 0.04mm；
(5)、重復定位精度:X軸 0.0075mm, Z軸 0.01mm；
(6)、數(shù)控車床工作臺質量W:根據(jù)圖形尺寸粗略計算W=60Kg；
(7)、橫向進給切削力Fx的確定:
根據(jù)參考文獻［5］查出:
Pdf/ Pa =3～5%[5] 1—1
式中: Pdf—進給系統(tǒng)所需電機功率;
Pa—主傳動電機功率。
已知Pa為5.5Kw,取比例系數(shù)為5%,則由公式1—1可得：
Pdf= Pa×5%
=5.5×5%=0.275Kw
根據(jù)參考文獻查出:
F=61200ηf·Pdf/Vf[5] 1—2
式中: ηf—進給系統(tǒng)效率,其范圍為0.15～0.20,取ηf=0.20;
Vf—進給速度,m/min;查出:
Vf=(1/2～1/3)Vixmax[5] 1—3
取Vf=1/3 Vixmax
由公式1—2： Fx=61200×0.20×0.275/(4·1/3)
=2524.5(w)
為了安全起見,取安全系數(shù)為1.85,則:
Fx=2524.5×1.85≈4680N
2.2滾珠絲杠副的設計
滾珠絲杠副已經標準化,因此滾珠絲杠副的設計歸結為滾珠絲杠副型號的選擇。
一般情況下,設計滾珠絲杠時,已知條件為:最大工作負載Fd(或平均工作負載Fm)作用下的使用壽命,絲杠的工作長度(或螺母的有效行程),絲杠的轉速(或平均轉速),滾道的硬度及絲杠的運轉情況。
2.2.1 設計步驟
通常的設計步驟為:
A、計算作用在滾珠絲杠上的最大動載荷;
B、從滾珠絲杠列表指出相應最大動負載的近似值,并初選幾個型號;
C、根據(jù)具體工作要求，對于結構尺寸、循環(huán)方式、調隙方法及傳動效率等方面的要求，從初選的幾個型號中再挑出比較合適的直徑、導程、滾珠列數(shù)等，確定某一型號；
D、根據(jù)所選的型號,列出或計算出其主要參數(shù)的數(shù)值,計算傳動效率,并驗算剛度及穩(wěn)定系數(shù)是否滿足要求。如不滿足要求,則另選其他型號,再作上述計算和驗算,直至滿足要求為止。
2.2.2 設計計算簡況
選用CPG系列滾珠絲杠副。
A、 CPG系列滾珠絲杠副主要參數(shù)的確定:
按預期壽命Ln及軸向載荷Fa進行選擇:
Ln=(Ca/Fa)×106(轉)[11] 2—1
式中: Ca—額定動載荷;
一般情況下Fa可以用平均軸向載荷Fm予以代替:
Fm=(2Fmax+Fmin)/3 [11] 2—2
式中: Fmax—最大軸向載荷;
Fmin—最小軸向載荷。
Fmax=mg+F[11] 2—3
=60×9.8+4680=5268N
Fmin=mg=60×9.8=588N
所以：Fm=(2Fmax+Fmin)/3=3078N
對于機車和精密機械通常取Ln=20×106(轉) [11]
則:： Ca=(20)1/3Fm=2.71F[m[11]=8341.38N 2—4
計算出Ca,可通過查表得到對應的滾珠絲杠副的尺寸,選取2505-4型號滾珠絲杠副,基本直徑為25mm,大徑位24.5mm,絲杠導程L0為5mm, 滾珠直徑為3.175mm, 滾珠列數(shù)為四列。
B、 對選用的滾珠絲杠副的參數(shù)進行核算
a、軸向壓縮載荷F:
對各種支承條件下所支承的最大軸向載荷,是否會超過臨界載荷而失去穩(wěn)定性,造成穩(wěn)定失效,因此對保持絲杠不失去穩(wěn)定性的軸向壓縮載荷進行驗算。
滾珠絲杠受壓力作用后在彈性范圍內的臨界穩(wěn)定載荷Fc由下式計算:
Fc=m(d0-db)4/Ls2 [11] 2—5
式中:m為支承系數(shù);G-J形式:m=20×104(N/mm2);
d0為公稱直徑(mm);
db為滾珠直徑(mm);
Ls為絲杠軸的支承距離(mm)。
所以: Fc=20×104×(25-3.175)4/5552 =1.47×105 N
則: Fc/F=1.47×105/5268＞［n］
式中: ［n］為許用穩(wěn)定安全系數(shù),當絲杠垂直安置時［n］=2.5,水平安置時［n］=4;
F為最大軸向壓縮載荷。
由以上計算可知條件滿足。
a、 極限轉速的計算:
為使絲杠副在高速運轉時不發(fā)生共振現(xiàn)象,應對其極限轉速進行核算。當絲杠發(fā)生共振時的轉速稱為臨界轉速,以Nc表示:
Nc=121×106(d0-db)·K1/2/L2 [11] 2—6
式中: d0為公稱直徑(mm);
db為滾珠直徑(mm);
K為支承結構系數(shù), G-J形式: K=2.5。
極限轉速n應滿足:
n＜0.8 Nc[11]=0.8×1.36×104=1.08×104r/min 2—7
n0=v/(2π) [11] 2—8
=4000/(2π)=6.4×102r/min
因為 n0＜n,所以條件滿足。
b、 滾珠絲杠副的預加負載:
為了消除螺母與絲杠間的軸向間隙,提高滾珠絲杠副的剛度與定位精度,在絲杠和螺母間施加負載Fp,其預加負載的大小為:
Fp= Ca/10[11]=834N
c、 臨界轉速的核算:
絲杠的名義直徑：d0=25mm；
nmax=vmax/L0[5]=200r/min 2—9
查參考文獻［5］圖5.7-91,支承為“固定-固定”支承長度L=1568mm, 查參考文獻［5］圖5.7-91, L與n的交線點在d0=25mm左側,所以安全。
d、 效率計算:
查參考文獻：
η=tanβ/tan(β+φ) [5] 2—10
式中: β—螺紋的螺旋升角,可參考文獻［5］5.7-41表,取β=3o3’;
φ—摩擦角, tanφ=0.003～0.004。
所以: φ=13’45’’
則: η=tan3o3’/ tan(3o3’+13’45’’)=93%
e、 剛度檢驗:
查參考文獻:
△=100F/(EA)+50T/(πGJc), [5]μm/m 2—11
式中: E—彈性摸量,E=2.1×102GPa;
F—工作負載, F=4680 N ;
A—滾珠絲杠橫截面積, A=π/4·（d0-db）2=（25-3.175）2=3.37cm2;
db—滾珠直徑(mm);
G—切變摸量，G=8.4×10GPa;
Jc—滾珠絲杠截面慣性矩，Jc=2.27×10-7m4;
代入公式2—11得： △=10.3μm/m
查參考文獻［5］表5-10和表5-17，B級精度為40μm/300mm，七級精度△=15μm，八級精度△=30μm，所以2005-5型絲杠的剛度是足夠的。
由于選用滾珠絲杠的直徑為25mm,支承方式為G-J型，所以穩(wěn)定性不成問題。
2.3同步帶的設計計算
2.3.1 設計計算簡況
A、根據(jù)同步帶傳動的工作條件確定傳動的設計功率:
Pd=KPm [4] 2—12
K=1.4～1.5取K=1.6則代入公式2—12得：
Pd=1.6×1.5=2.4Kw
B、確定帶的型號和節(jié)距，根據(jù)設計功率Pd和小帶輪轉速n1由同步帶選型圖中確定所需采用帶的型號和節(jié)距分別為L型，節(jié)距=9.525mm。同步帶選型圖選自美國同步帶傳動標準ANS11RMA IP-24-1983,如參考文獻［4］圖6-2所示。
C、選擇帶輪齒數(shù)Z1和Z2:根據(jù)型號及小帶輪轉速n1，查參考文獻［4］表6-1所列帶輪最小許用齒數(shù)，確定一帶輪齒數(shù)為：Z1=32，另一帶輪齒數(shù)為：Z2=1×32=32。
D、帶輪節(jié)圓直徑： d1=TbZ1/π[4] 2—13
=9.525×32/π=97
d2=TbZ2/π[4] 2—14
=9.525×32/π=97
E、確定同步帶的節(jié)線長度
帶的節(jié)線長度Lp可根據(jù)帶圍繞兩帶輪的周長計算得出：
Lp=2Acosα+π(d1+d2)/2+πα(d1-d2)/360[4] 2—15
=2×125cos0+π·97=554。58mm
圓整為554。
式中：A為兩傳動輪的中心距；
α如參考文獻［4］圖6-3所示。
F、計算同步帶齒數(shù)Zb：
Zb=Lp/Tb[4] 2—16
=554/9.525=58.163
圓整為59。
G、計算精確的中心距：
A≈M+｛M2-1/8［Tb(Z2-Z1)/π］2｝1/2[4] 2—17
=2M=2 Tb(2Zb -Z2-Z1)/8=121.5mm
H、確定同步=3.39Kw帶設計功率為Pd下所需的帶寬：
a、計算所選型號同步帶的基準額定功率P0（Kw）為：
P0=（F-mv2）v×10-3[4] 2—18
式中：v—帶速（m/s），其計算公式為：
v=ωTbZ1×10-3/2π[4] 2—19
=（3000×2π/60）×9.525×32×10-3
=15.24 m/s
由公式2—19得：
P0=（244.46-0.095×15.242）×15.24×10-3
=3.39Kw
F、M的值可根據(jù)參考文獻［4］表6-2查出。
b、計算小帶輪的嚙合齒數(shù)Zm，計算公式如下：
Zm= Z1/2- TbZ1(Z2-Z1)/（2π2A）[4] 2—20
=16/2-0=8
c、確定實際所需帶寬bs：根據(jù)設計要求，帶的設計功率Pd應小于或等于帶所能傳遞的額定功率，即Pd＜P0,額定功率可根據(jù)近似公式計算得出，如下所示：
P≈P0KzKw[4] 2—21
式中：Kz—嚙合系數(shù)，當嚙合齒數(shù)Zm≥6時，Kz=1；
Kw—寬度系數(shù)，即
Kw=(bs/b0)1/1.14[4] 2—22
式中：bs—實際帶寬；
b0—該種型號同步帶的基準帶寬；
將上式化簡為： P≈P0Kz(bs/b0)1/1.14≥Pd[4] 2—23
移項得： bs≥b0Pd/( Kz P0) 1/1.14[4] 2—24
=25.4(2.4/3.39) 1/1.14 =19.94mm
根據(jù)參考文獻［4］表6-2圓整為25.4mm。
2.3.2 帶的工作的驗算
可根據(jù)下列公式進行驗算：
P=［ KzKwF-(bs/b0)mv2］v×10-3[4] 2—25
＝（1×1×244.46-1×0.095×15.42）×15.24×10-3
=3.39Kw
由于：Pd=2.4Kw
所以：P＞Pd，滿足條件要求。
綜上所述，可選用的規(guī)格為220L，其接線長為558.80mm，齒數(shù)為59。
2.4同步帶輪的選型
同步帶輪已經標準化,因此同步帶輪設計歸結為同步帶輪型號的選擇。
根據(jù)同步帶傳送的計算，查參考文獻［3］中同步帶選型表，可選擇規(guī)格為T5-32的A型同步帶。其齒數(shù)為：Z=32mm，節(jié)徑為：Tp=50.93mm，外徑為：De=50.08mm，內孔徑為：d=20mm，臺肩知覺為：Dm=35mm。
2.5 交流伺服電機的計算與選擇
1、選用螺桿驅動方式的交流伺服電機，如下圖所示：
其中：運動部件重量W為：60Kg；
摩檫系數(shù)μ為：0.15；
外界施加的力F為：4680/9.8=477.5Kg；
螺桿螺距P為：0,5cm；
螺桿直徑D為：2.5cm
螺桿長度L為：35cm；
傳遞效率η為：085；
驅動部件比重ρ為：7.2×10-3Kg/cm3；
傳動裝置減速比1/G為：1/2。
2、求換算到電機軸上的負荷力矩（TL）：
TL=9.8（F+μω）D/（2×2π×100ηG）[14] 2—25
=9.8(150+0.15×60)/（2×2π×100×0.85）
=2.23(N·m)
要求：TL≤TR
3、求換算到電機軸上的負荷慣性（JL）：
運動部件的慣性JB：
JB=πρD4A/（32×104G4）[14] 2—26
將各個參數(shù)代入式2—26可得：JB=0.24×10-4Kg·m2。
工件的慣性Jw：
Jw=(1/G)2ω/10-4·(P/2π)2[14] 2—27
將各個參數(shù)代入式2—27可得：Jw=0.095×10-4Kg·m2。
注：上述的“A”代表螺桿長度（L）；
對于螺桿： D/2=P/2π[14]。 2—28
JL= JB +Jw[14] 2—29
=0.34×10-4Kg·m2
4、電機的假擬選定：
從產品目錄中選出滿足上述（JL）、（TL）、（Np）條件的電機，其型號為：P20B10150D×S 《100》。
5、加減速力矩（Ta、Tb）的計算：
加速力矩Ta：
Ta=［2π（N1-N2）·（JL +JM）/（60·ta）］+TL[14] 2—30
將各個參數(shù)代入式2—30可得：Ta =2.45(N·m)
減速力矩Tb:
Tb=［2π（N1-N2）·（JL +JM）/（60·tb）］-TL[14] 2—31
將各個參數(shù)代入式2—31可得：Tb =-2(N·m)
由上述計算可以看出，假擬選定電機滿足上述（JL）、（TL）、（Np）的計算條件。
6、實際力矩（Trms）的計算：
Trms= ［（Ta2 ta+ Tb2 tb+ TL2 tL）/t］1/2[14] 2—32
取t=1/2,則： ta= tb=tL=t/3=1/6
將各個參數(shù)代入式2—32可得：Trms =-2.236(N·m)
由上述計算可以看出，假擬選定電機滿足上述（Trms）的計算條件。
7、總結：
根據(jù)上述計算和論述可得：應選用P20B10150D×S 《100》型交流伺服電機。 2.6導軌副的選擇
導軌的作用是支承和導向,也就是支承運動部件并保證運動部件在外力作用,精確的沿著確定的軌跡運動,為此對裝配基準的導軌提出如下要求。
1、導向精度；
2、耐磨性；
3、剛度；
4、低速運動平穩(wěn)性。
目前機床上常用的導軌，根據(jù)接觸角的摩擦情況可分為滑動導軌，滾動導軌和靜壓導軌。數(shù)控機床伺服進給系統(tǒng)導軌主要直線型。滾動摩擦導軌具有摩擦系數(shù)小，動靜摩擦系數(shù)差別小，啟動阻力小，能微量準確移動，低速運動平穩(wěn)，無爬行，因而運動靈活，定位精度高，通過預緊可以提高剛度和抗震性，承受較大的沖擊和振動。和靜壓導軌，滑動導軌相比，其結構簡單，保養(yǎng)方便，是適合數(shù)控機床進給系統(tǒng)應用比較理想的導軌。
綜上所述，本設計應選用滾動導軌。
2.7自動轉位刀架的設計
自動轉位刀架的設計是普通數(shù)控機床設計機械方面的關鍵。由微機控制的自動轉位刀架具有重復定位精度高，工作剛度好，性能可靠，使用可靠以及工藝性好等特點。
在進行經濟型中檔精度數(shù)控機床的設計時，多采用外購自動轉位刀架。一些機床數(shù)控設備廠為用戶生產了系列自動刀架，一些長是參加了全國聯(lián)合計劃組織設計了LD14，LD24，LD34刀架后，又結合該廠生產刀架的經驗，吸收了LD型刀架結構，原理之優(yōu)點，還參考了國外專利自動刀架的特點，使刀架設計更為合理，更為完美，具有同類產品最先進的水平，如常州武進機床數(shù)控設備廠生產的系列自動刀架就是一例。本設計就選用該廠生產的LD4-1型系列選用于AC140，CC620的四工位自動刀架LD4-C620。選用自動轉位刀架必須搞清原理，自行設計的話要求更高。
自動轉位刀架按其原理可分為：
1、螺旋轉位刀架；
2、十字槽輪轉位刀架；
3、凸臺棘式轉位刀架；
4、電磁式轉位刀架；
5、液壓式轉位刀架。
自動刀架設計時，刀架要能自動完成抬起，回轉，選位，下降，定位和壓緊，既要設計出合理的機構，又要檢測出各順序動作的電信號，以便由控制系統(tǒng)加以控制。
刀架的抬起常采用的有：利用壓縮彈簧的恢復力；利用螺紋傳動，將旋轉運動變成軸向直線運動，從而達到刀架抬起。
刀架的回轉常采用微電機通過蝸輪蝸桿使刀架抬到一定高度時，由撥塊帶動刀架轉動。刀架的迭位由刀架位置的編碼和微機程序來實現(xiàn)。
刀架的下降常采用微機控制使微電機反轉，由于斜面銷的棘輪作用，刀架不跟隨轉，只是下降。精度常采用錐型定位銷定位，端面鍵定位，后者優(yōu)于前者，所以端面定位是最常用的。
壓緊刀架的壓緊力由微電機下降到位后而繼續(xù)轉動產生，合選的壓緊力應呈切削力的兩倍以上，壓緊力還應能調整。
本設計選用的LD4-1型自動刀架的工作原理類似于螺旋轉位刀架。微機發(fā)出換刀信號，使微電機工轉，通過減速機構和升降機構將上刀體上升到一定位置時，離合轉盤起作用，帶動上刀體旋轉，旋轉到所選刀位，發(fā)信盤發(fā)出刀位信號，使微電機反轉，反靠初定位，上刀體下降，齒輪盤嚙合，完成精定位，并通過蝸輪蝸桿，鎖緊螺母，使刀架固緊。當夾緊力達到預先調好狀態(tài)時，過流繼電器動作，切斷電源，電機停轉，并向微機發(fā)出回答信號，開始執(zhí)行下道工序。刀架的動作順序簡明的表示為：微電機—減速器—升降機構—上刀體上升—轉位—信息符合—粗定位機構—上刀體下降—精定位—刀體鎖定—微電停轉—換刀回答信號—加工順序執(zhí)行。
2.8預計結果
本人所設計的數(shù)控車床橫向進給系統(tǒng)滿足經濟型中檔精度機床的要求，伺服電機的大小滿足要求，對滾珠絲杠直徑的選擇也滿足強度和剛度的要求，并在橫向行程中有電控極限行程限位裝置。也就是說所設計的結果滿足各項性能指標的要求，達到了預期性的效果，即到達了設計任務書中的技術要求和工作要求。
3、結論
本設計主要研究了經濟型中檔精度數(shù)控車床橫向進給機構的設計及改造，其中主要是改造橫向手動進給裝置以及進一步提高數(shù)控車床橫向進給機構的定位精度、重復定位精度及可靠性等。通過設計達到了經濟型中檔精度數(shù)控車床橫向進給機構的各項性能指標的要求。而且，通過這次設計使我較好地了解和掌握了數(shù)控車床的工作原理及組成等，特別是對機械傳動裝置有了深刻地認識與了解。本次設計主要解決了手動進給裝置的可靠性問題以及數(shù)控車床橫向進給系統(tǒng)的定位精度、重復定位精度等問題。在手動進給裝置的可靠性問題中主要是針對先前手動進給裝置的不安全問題和不能可靠運行等因素加以改造，其具體改造見設計部分，這里就不再累述了。通過改造，使數(shù)控車床橫向進給機構的安全可靠性得到加強，同時也使得在機床檢驗好后的工作過程中，不至于被他人轉動而破壞現(xiàn)場工作狀態(tài)?？偠灾私Y構既簡單又可靠。至于精度問題，由于所做的設計為經濟型中檔精度的數(shù)控車床，所以應適當?shù)靥岣咂涓骶龋ǘㄎ痪?、重復定位精度、反向偏差等）。為此本設計采取以下各措施提高其精度：
1、用交流伺服電機代替以前的步進電機；
2、采用同步帶傳動代替連接套傳動；
3、優(yōu)化導軌結構；
4、選取適宜的滾珠絲杠直徑，在保證數(shù)控機床必須的慣量匹配的前提下，加大滾珠絲杠的直徑以提高滾珠絲杠的軸向剛度。這些做法的優(yōu)點在各個參考文獻中均有論述，這里也就不加以重復了。這樣做后，使數(shù)控車床橫向進給機構的各精度都得以提高，以達到中檔精度機床的設計要求。
由于安全可靠性的加強和精度的進一步提高，所以該橫向進給機構與以前的橫向進給機構相比有加工精度高、質量好、效率高以及效益好等特點。當然，由于本人的水平有限，該橫向進給機構再所難免存在一些不足之處。主要是機床的動靜摩擦死區(qū)及爬行等問題，為了減少爬行，應選用具有良好防爬行性能的優(yōu)質聚四氟乙烯軟帶，減少摩擦副的綜合摩擦系數(shù)。此外，還應設計更佳的油溝形式，選用黏度高的潤滑油（如HJ40、HJ50等），以提高油膜的剛度。
工作小結與致謝
短暫而寶貴的畢業(yè)設計（論文）即將結束了，通過這次畢業(yè)設計的鍛煉，使我從中受益非淺。畢業(yè)設計是我們大學四年學習生活的最后一個階段，也是檢查我們四年以來學習情況的階段，是我們大學生活必不可少的一個階段。我對該次畢業(yè)設計比較重視，一來是為了把握好這次學習的機會；二來是為了使自己通過這次畢業(yè)設計檢驗一下自己的學習情況，發(fā)現(xiàn)自己的不足之處，以為將來的學習和工作做好充分的準備。因此，雖然有“非典”的干擾，但是我還是靜下心來去做這次畢業(yè)設計，每天到教室或機房做設計。畢業(yè)設計包括許多的小的環(huán)節(jié)，如文獻綜述、畢業(yè)實習、繪制裝配圖和零件圖以及寫設計說明書等部分。其中，每一個環(huán)節(jié)都是必不可少的，都對是我們有幫助的。通過文獻綜述，使我對自己所做課題以及相關內容有了進一步了解，且為設計做好了一定的準備；通過畢業(yè)實習，使我能夠理論與實踐相結合，并且鞏固了所學的專業(yè)知識，同時也為畢業(yè)設計積累了一些經驗和資料。通過繪圖、寫論文，使我的CAD繪圖能力進一步提高，同時也提高了打字速度和Word的操作能力?？傊ㄟ^這次設計使我受益非淺，雖然畢業(yè)設計的時間不長，但是我從中學到的知識和方法是豐富的。當然，通過這次畢業(yè)設計也發(fā)現(xiàn)了自己的一些不足之處，這對進一步提高自己起了一定程度的積極作用。因此，這次畢業(yè)設計為將來從事實際工程技術工作奠定了良好的基礎。
本次畢業(yè)設計由鹽城市機床高級工程師沙愛民老師的指導，在整個設計過程中，沙老師教給我許多設計的方法以及一些實用的技巧，在此對沙老師的熱情指導表示衷心的感謝。在設計過程中姜煜林等多位老師以及許多同學也給予了幫助及指導在此也表示衷心的感謝，同時，也感謝學校及機械系的大力支持。
參考文獻
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