基于C616车床的纵向进给系统的机电一体化改造设计Word文件下载.doc
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3.38255可编程控制芯片的扩展
29
3.3.18255芯片的介绍
3.3.8051单片机与8255接口电路的设计
3.3.38255芯片在设计电路中的控制功能
31
3.46264芯片的扩展
3.5辅助电路的设计
32
3.5.18051单片机的时钟电路
3.5.2复位电路
3.5.3越界报警电路
33
3.6操作面板设计的简要介绍
3.7绘制机床电气控制电路原理图
34
致谢
35
参考文献
36
附电气原理图
1绪论
根据社会调查针对C616车床的使用情况,车床产品日趋精密复杂,且需频繁改型,普通车床已不能适应这些要求,数控车床应运而生。
我国大多数企业中存在大量的C616车床,由于C616车床机械部分采用滑动丝杠传动,精度低、质量不稳定,生产效率低,劳动轻度大、劳动条件差;
在电气部分,采用交流电机,这已经不能满足现在制造业发展要求,在机械制造业中,数控车床越来越受到企业的欢迎。
企业一方面投入大量资金购买数控车床,另一方面更新改造现有普通车床,通过为普通车床添加数控装置,将普通车床改造成数控车床,这是许多中小型企业面临的重要技改措施。
改造后的C616数控车床比普通C616车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。
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。
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。
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。
发展趋势一片看好,可以说数控技术已经成为制造业自动化的核心技术和基础技术。
在美国、日本和德国等发达国家,数控车床改造作为新的经济增长行业,生意盎然,正处在黄金时代。
由于车床以及技术的不断进步,车床改造是个"
永恒"
的课题。
我国的车床改造业,也从老的行业进入到以数控技术为主的新的行业。
在美国、日本、德国,用数控技术改造车床和生产线具有广阔的市场,已形成了车床和生产线数控改造的新的行业。
从事改装业的著名公司有:
大隈工程集团、岗三机械公司、千代田工机公司、野崎工程公司、滨田工程公司、山本工程公司等。
数控车床能够适应市场对产品多样化、高精度的要求。
因此得到了越来越广泛的应用。
但是,商品化的数控机床价格高,一致于推广应用受到限制,而我国又现存有大量的普通车床,利用较先进的数控系统,对现有普通车床进行技术改造,对提高我国机械行业的数控加工技术具有更重要意义。
根据我国车床拥有量大,生产规模小的具体国情,将普通车床通过数控化改造为经济型数控车床是我国机械工业技术改造的这样目标。
但从我国目前机械工业制造水平与发达国家相比差距较大,而且从目前企业所面临的情况看,因数控车床价格较贵,一次性投资较大,使企业心有余而力不足。
因此,对普通车床数控化改造作为一种良好的有效途径。
这样车床改造花费少,改造设计针对性强、时间短,改造设计后的机床大多能够克服机床的缺点和存在的问题,生产效率高。
本论文主要解决了利用微机将进给伺服系统,改造成开环控制伺服进给系统。
拆除原机床的进给箱,利用原车床进给箱的安装孔和销孔安装齿轮箱体。
滚珠丝杠仍安装在原丝杠的位置,两端采用原固定方式,这样可减小改装现场,由于滚珠丝杠摩擦系数小于原丝杠,从而使纵向进给整体刚性略优于以前。
2机械部分设计
2.1设计框图及机械结构改进设计
图2-1经济性数控车床进给伺服系统总体方案框图
本次改造的主要部件有:
挂轮箱、进给箱、溜板箱、溜板、刀架等,改造方案不是惟一。
挂轮架系统:
全部拆除,在原挂轮主动轴处安装光电脉冲发生器。
图2-2车床传动系统图
进给箱部分:
全部拆除,在该处安装纵向进给步进电机与齿轮减速箱组成。
丝杠、光杠和操作杠拆去,齿轮箱连接滚珠丝杠,滚珠丝杠的另一端支承座安装在车床尾座端原来装轴承座的部分。
溜板箱部分:
全部拆除,在原处安装滚珠丝杠中间支撑架和螺母以及部分操作按钮。
横溜板部分:
将原溜板中的丝杠、螺母拆除,改装横进给滚珠丝杠螺母副,横向进给步进电机与齿轮减速箱总成安装在横溜板后部并与滚珠丝杠相连。
刀架:
拆除原刀架,改装自动回转四方刀架总成。
2.2转动惯量的计算
选择步进电动机时必须根据机械传动设置及负载折算到电动机轴上的等效转动惯量,分别计算各种工况下所需的力矩,再根据步进电动机最大转矩和起动运行频率特性选择合适的步进电动机。
刚体的转动惯量是由质量、质量分布、转轴位置三个因素决定的。
同一刚体对不同转轴的转动不同,凡是提到转动惯量,必须指明它是对哪个轴的才有意义。
选择步进电动机时,负载惯量是驱动系统的主要参数之一,它对选择步进电动机,设计传动比等都有十分重要的意义,如果该惯量与电动机的匹配不当,系统就得不到快速反应,甚至失效.所以我们在进行转动惯量计算时,一定要进行多方面的考虑,选择合适的电机是很重要的一步设计,它直接决定设计的成败。
表2-1转动惯量的计算
计算项目
设计计算与说明
计算结果
1)工作台质量折算到步进电动机轴上的转动惯量
2)对材料为钢的圆柱形零件,其转动惯量可按下式估算
式中D--圆柱形零件的直径(cm)
L--零件的轴的长度(cm)
所以丝杠向转动惯量
3)齿转的转
动惯量
电动机的转动惯量很小或忽略。
因此折算到步进电机轴上的总的转动惯量
为0.75/1.5,二种不同脉冲分配方式对应有二种步距角,步距角
及减速比i与脉冲当量
和丝杠导程
有关。
初选电机型号时应合理选择
及i,并满足
即
<
(满足)
2.3负载转动矩计算及最大静转矩选择
表2-2负载转矩计
1)加速力矩
式中
与运动部件最大进给速度对应的电机最大转速(r/min),
运动部件最大快进转速(mm/min)
传动系统各部件惯量折算到电机轴上的转动惯量
,
为转动部件从静止启动加速到最大快进速度所需时间s
2)折算到电动机轴上的空
载摩擦力矩
折算到电动机轴上的空载摩擦力矩
式中
导轨上的摩擦系数
为运动部件的总重力
为齿轮传动降速比
传动系统的总效率
一般
=0.7~0.85
滚珠丝杠的基本导程(cm)
当
=0.8
=0.16时
即
3)附加摩擦
力矩
附加摩擦力矩
丝杠未预紧时的效率,取0.9
预加载荷,一般为最大轴向载荷的1/3.即
续表
4)切削负载
切削负载力矩
(详见
沿进给方向的负载)
结论
(1)快速空载起动所需力矩
(2)快速进给时所需力矩
(3)最大切削负载时所需力矩
以上分析计算可知:
所需最大力矩
发生在快速启动时,
2.4步进电机的选择
合理选择步进电机是比较复杂的问题,需要根据电机在整个系统中的实际工作情况,经分析后才能正确选择。
C616纵向进给系统步进电机的选择
=电动机启动力矩,
=电动机静负荷力矩
为了满足最小步距要求,选择三相六拍工作方式,有下表可知
表2-3步进电相数、拍数、启机动力矩
运行
方式
相数
3
4
5
6
拍数
8
10
12
0.5
0.866
0.707
0.809
0.951
所以步进电机最大静转矩
为
步进电机最高工作频率
综合考虑,查表选用110BF003型反应式步进电机。
2.5纵向进给系统的设计与计算
已知条件
工作台重量
G=400N(根据图纸粗略计算)
时间常数
T=25ms
滚珠丝杠基本导程
行程
S=820mm
步距角
快速进给速度
Vmax=3m/min
因本次改造的是纵向进给系统,将原溜板箱中的丝杠,螺母拆除,改装成纵向进给滚珠丝杠螺母副。
纵向步进电机与齿轮减速箱总体安装在纵溜板左部并与滚珠丝杠相连,滚珠丝杠的另一端支承座安装在车床尾座端原来装轴承座的部位,为保证其同轴度,提高传动精度,使用法兰盘连接牢固。
纵向进给伺服系统机械部分的设计计算与选型内容包括:
运动参数、动力参数的计算、转动比的分配、转动惯量等计算,计算简图如表2-1所示。
图2-3纵向进给设计简图
2.5.1确定系统的脉冲当量
脉冲当量是指一个进给脉冲使车床执行部件产生的进给量,它是衡量数控车床加工精度的一个基本技术参数。
因此,根据车床精度的要求来确定,对经济型数控车床来说,纵向采用脉冲当量为0.01mm/脉冲。
本次仅对C616车床的纵向伺服进给系统进行改造,故取脉冲当量为0.01mm/脉冲。
2.6切削力的计算
表2-4切削力计算
1)最大切削功率的计算
最大切削功率
式中:
主电动机的功率(C616车床
=8KW),
主传动系统的总功率(一般
为0.75-0.85)这里取
=0.8
则
切削功率应接各种情况下经常遇到的量大切削力(或转矩)和最大切削速度(或转速)来计算。
主切削力N,V最大切削速度(m/min)
KW
2)主切削力的计算
按用硬质合金刀具是半精车钢件时的速度取V=100m/min
N
在进给系统的计算,选用步进电机时,都要用到切削力(机床的主要负载)则可用公式计算出车床切削力。
进给抗力
和切深抗力
可按下列比例分别求出
因为车刀架夹在拖板上的刀架内,车刀受到的车削抗力将传递到进给拖板和导轨上,车削作业时,作用在进给拖版上的载荷Fl,Fv和Fc与车刀所受到的车削抗力有对应关系,因此,作用在进给拖板上载荷可以接下式求出:
拖板上进给方向载荷
拖板上垂直方向载荷
拖板上横向载荷
2.7滚珠丝杠螺母副的计算和选型
滚珠丝杠螺母副初等造型的主要依据是最大动载荷和最大静载荷,初选型号后,还要进行轴向刚度验算和压杆稳定性验算。
2.7.1计算进给牵引力
计算进给牵引力
如表2-2。
2.7.2计算最大动载荷C
由已知参数可知:
工进速度为V溜=1m/min、快进速度为V溜=3m/min、基本导程
、步进电机的步距角
为0.75°
/step
则丝杠转速为
滚珠丝杠寿命系数为
=寿命时间(h)
普通机械为5000~10000h,数控机床及其他机械电一体化设备及仪器装置为15000h,航空机械为1000h
表2-5牵引力的计算
作用在滚珠丝杠上的进给牵引力主要包括切削时的走刀抗力和导轨摩擦力,其数值大小与导轨的类型有关,(如车床的纵向导轨)我选用三角形导轨,其牵引力可用下式计算
=工作台进给方向载荷
=工作台垂直方向载荷
=为纵溜板上承载的移动部件重力(N)(实际设计时应根据图纸进行计算或拆卸称量)这里假定为400N
=1782.4N
计算进给
牵引力
=为考虑颠覆力矩影响的实验系数,三角导轨
取1.15
=导轨上的摩擦系数,三角形导轨属于普通滑动导轨,
取0.15~0.18,这里取
=0.16
=1.15
960+0.16
(3840+400)
根据工作负载
寿命L可计算出丝杠轴向最大动载荷C为
载荷系数如表7,
硬度系数如表8。
表2-6载荷系数
运转系数值
运转状态
运转系数
无冲击的圆润运转
1.0-1.2
一般运转
1.2-1.5
有冲击的运转
1.5-2.5
表2-7硬度系数
硬度系数值
硬度HRC
60
57.5
55
52.5
50
47.5
45
42.5
硬度系数
1.0
1.1
1.2
1.4
2.0
2.5
3.3
4.5
根据最大动载荷C,从《机电综合设计指导书》P18表2-5中,初选滚珠丝杠的型号和有关系数,选用时要注意公称直径
和导程
,应用优先组合,同时还需要满足数控系统和伺服系统对导程的要求,同时还受最大静载荷的影响和限制,因当滚珠丝杠在静态或低速
情况下工作时,滚珠丝杠副的破坏形式主要是滚珠与滚道面在接触点上产生塑性变形,当塑性变形超过一定限度就会使滚珠丝杠无法正常工作。
一般允许其塑性变形量不超过滚珠
的万分之一,此时的轴向负载
称为额定静载荷,选用时应使相应的滚珠丝杠的额定静载荷
满足以下条件:
(一般使
2~3)
由滚珠丝杠副承受的最大动载荷C,参照《机电综合设计指导》P22表2-8选滚珠丝杠副规格为GQ3206,内循环滚珠丝杠副螺母安装,1列2.5圈,螺纹升角
,Ca=21250,
强度足够用,精度选用5级。
其几何参数如下:
公称直径
mm
导程
mm
滚珠直径
滚道直径
偏心距
=
螺杆内径
螺母安装尺寸注:
3206
(
=6
B=13
h=7)
2.8传动效率的计荷
滚珠丝杠螺母副的传动效率
可用下式计算
为丝杠螺旋升角,
-摩擦角,滚珠丝杠副的滚动摩擦系数
其摩擦角数约等于
计算载荷时,首先考虑载荷静状态下的工作压力,应视不同的情况进行分析,不同的条件下,其值一般三不会变化的。
静载荷在进行计算时是比较容易确定的,并且不容易发生改变。
同时还要进行动载荷的考虑,在此次设计中极其重要的,因为动载荷直接决定着整个系统的安全指数,要经过多方为的考虑!
表2-8刚度计算
2)滚珠与螺纹滚道间的接
触弯形量
Dw-滚珠直径(
)
=为滚珠总数量
z为一圈的滚珠数
(外循环
)(内循环
--预紧力
Fm--滚珠丝杠工作载荷
当滚珠丝杠有预紧力,且预紧力为轴向工作载荷的1/3时,
值可减少一半左右所以
3)螺母支承变形量
支承滚珠丝杠的轴承为8209型推力球轴承几何参数
=45mm
滚动体直径
=7.06mm,滚动体数量
=20轴承的轴向接触变形
式中Fm--轴承所受轴的载(N)
--轴承的滚动体数目
--轴承的滚动体直径
4)滚珠丝杆
刚度的验算
根据以上计算,丝杠的总变形量
由丝杠精度等级(五级),查出规定长度允许的螺距误差为27um/m.
故刚度足够
5)压杆稳定
性验算
滚珠丝杆通常属于受轴向力的细长杆,若轴向工作负载过大,将使丝杠失去稳定而产生纵向屈曲,即失稳。
但两端装止推轴承与向心轴承时,丝杠一般不会发生失稳现象,由图1-3可知丝杠两端装有止推轴承进行支承,故无需进行压杆稳定性验算。
2.9刚度验算
纵向进给,滚珠丝杠支承方式如图2-5所示。
丝杠螺母及轴承均进行了预紧,预紧力为最大轴向负载荷的1/3,丝杆的变形量计算如上:
2.10齿转传动比的计算
为了满足脉冲当量的设计要求和增大转矩,同时也为了使传动系统负载惯量可能小,传动链中常采用齿轮降速传动。
已知,纵向进行脉冲当量为0.01mm/脉冲,滚珠丝杠导程
为6mm,并初选步进电动机与距离为0.75度/step,由下式可计算出齿轮传动比i
(19)
--步进电机的步距角(
--滚动丝杠的导程(mm)即
S--纵向进给的脉冲当量(mm/脉冲)
选取小齿轮齿数
采用一级齿轮降速,则大齿轮数
,由于进给伺服预定传递的功率都不大,齿轮的模数一般取m=2。
齿宽b=20mm齿轮直径
两齿轮的中心距
2.11轴的设计与校核
表2-9轴的计算
设计计算
选择轴的材料并确定许用应力
由于传递的功率不大,而且对其重量及尺寸也无特殊,故选择常用的材料45号钢,调质处理
由表查得HBS=23
强度极限
=635Mpa屈服极限
=353Mpa弯曲疲劳极限
=268Mpa剪切疲劳极限
=155Mpa对称循环弯应力的许用应力
=59Mpa
2.12
初步估算轴的最小直径,并选择联轴器
表2-10
初步估算轴的最小直径并
选择联轴器
由装配可以看出为保证输出轴上零件装拆方便,安装联轴器出轴的直径
为轴的最小直径。
根据公式
查《使用机械设计》表10—2C=110
则
选取联轴器,按轴传递的扭矩,查手册,选用YL4型,弹性套柱销联轴器,其轴孔直径为20mm,与轴与丝杠配合的总长度为49mm,故该轴的最小直径确定为
=20mm
2.12.1.轴的结构设计
表2-11轴的设计
1)拟定轴上零件的装拆方案
由图可以看出,轴上轴承,螺母由右端装配板卸,齿轮左端轴承及左端轴承端盖,由轴的左端装配与板卸
2)确定轴的各段直径与长度
Ⅳ段长度的确定:
为保证齿轮压紧,使从动齿轮的左端面不与箱体内壁发生干涉,则Ⅳ段长度确定为
Ⅴ段直径的确定:
为此应选择轴承型号,这里初选深沟球轴承6204,查手册可得轴承内径为20mm,宽度为10mm,则Ⅴ段的直径为
Ⅴ段长度的确定;
Ⅴ段长度为根
据以上各轴段的直径和长度,绘制出轴的结构草图,如图3-1a所示,由图可知,轴的总长为:
可算得轴的支承跨距为
Ⅱ段长度确定:
因该轴传送的功率不大,结构较简单,应选用价格便宜的深沟球轴承6305。
查手册可得轴承内径为25mm,宽度为17mm右端的轴套,根据取L1=12mm。
最右端的推力球轴承52205,查手册可得轴承内径为25mm,宽度为11mm;
同时还应选择轴承端盖的类型与尺寸,轴承端盖根据轴径来选,其宽度尺寸为30mm。
轴段Ⅱ的右端靠两个
的螺母来锁紧,为防止发生干涉,应留调整间隙。
考虑以上几个因素尺寸,Ⅱ段长度
Ⅲ段直径的确定:
为保证齿轮左端的定位及固定,齿轮左端面轴承高度取为
则Ⅲ段直径
Ⅲ段长度的确定:
该段为轴环,根据《使用机械设计》查表10-3,Ⅲ段长
Ⅳ段直径的确定:
为使齿轮方便装、拆,设置过渡轴肩,则Ⅳ段直径确定为
圆整为30mm
2.12.3按弯矩合成强度校核轴的强度
⑴绘制轴的计算简图
⑵齿轮受力分析
圆周力
径向力
⑶
绘制铅垂面弯矩图
画铅垂面受力图,计算铅垂面支反力
②画铅垂面弯矩图
计算弯矩值:
截面C右侧弯矩
截面C左侧弯矩
③绘制水平弯矩图
画水平受力图,计算水平支反力
图2-4输出轴的设计
解得
画水平弯矩
计算截面C处弯矩值
⑷绘制合成弯矩图(图3-1e)
计算合成弯矩值
⑸绘制转矩图
转矩
⑹绘制当量弯矩图
为此应先计算当量弯矩
根据合成弯矩图可知,截面C为危险截面,截
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