CM6132普通车床电气控制电路设计

　　1.序言

　　本次课程设计任务是CM6132车床主传动设计。由于CM6132车床是精密，高精密加工车床，要求车床加工精度高，主轴运转可靠，并且受外界，振动，温度干扰要小，因此，本次设计是将车床的主轴箱传动和变速箱传动分开设计，以尽量减小变速箱，原电机振动源对主轴箱传动的影响。

　　本次课程设计包括CM6132车床传动设计，动力计算，结构设计以及主轴校核等内容，其中还有A0大图纸的CM6132车床主传动的结构图、

　　本次课程设计师毕业课程设计前一次对我们大学四年期间机械专业基础知识的考核和检验。它囊括了理论力学，材料力学，机械原理，机械设计，机械制造装备设计等许多机械学科的专业基础知识，因此称之为专业课程设计。它不仅仅是对我们专业知识掌握情况的考核和检验，也是一次对我们所学的知识去分析，去解决生产实践问题的运用。由于本次课程设计实践恰与2010年考研冲刺期冲突，因此在编写课程设计说明书，设计CM6132主传动结构图的过程中难免有不少纰漏和错误，恳请老师指正。

　　2.传动设计

　　本次设计在分析研究所掌握的资料的基础上，用计算法或类比法确定所设计主轴变速箱的极限转速公比，求出转速极速，选择电动机的转速和功率，拟定合适的结构式，结构网和转速图，然后拟定传动方案并绘制传动系统图，确定转速比和齿轮齿数及带轮直径等。

　　2.1确定转速极速

　　根据任务要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，转速公比φ=1.41.则转速范围Rn：

　　Rn=Nmax/Nmin=44.4 （1）

　　依据φ，Rn，可求得主轴转速级数Z:

　　Z=lgRn/lgφ+1=11.98=12 （2）

　　2.2确定结构式及结构网

　　由于结构上的限制，变速组中的传动副数目通常选用2或3为宜，故其结构式为：Z=2^（n）*3^（m）.对于12级传动，其结构式可为以下三种形式：

　　12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3；

　　在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的集合尺寸就越小。因此，从传动顺序来讲，尽量使前面的传动件多以些，即前多后少原则。故本设计采用结构式为：

　　12=3*2*2

　　图1中，从轴I到轴II有三队齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度；从轴II到轴III有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴II到轴III可得到3*2=6种不同的传动速度；同理，轴III到轴IV有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴I到轴IV共可得到3*2*2=12种不同的传动转速。

　　图1 3*2*2传动方案

　　在制定机床传动方案时，常将传动链特性的相关关系画成图，以供比较选择。该图即为结构网图。结构网只表示各传动副传动比的相关关系，而不表示数值， 因而绘制成对称形式(图2)。由于主轴的转速应满足级比规律（从低到高间成等比数列，公比为φ），故结构网上相邻两横线间代表一个公比φ。

　　为了使一根轴上变速范围不超过允许值，传动副输越多，级比指数应小一些。考虑到传动顺序中有前多后少原则，扩大顺序应采用前小后大的原则，即所谓的前密后疏原则。故本设计采用的结构式为：

　　12=3（1）*2（3）*2（6）

　　12:级数。

　　3，2，2：按传动顺序的各传动组的传动副数。

　　1，3，6：各传动组中级比间的空格数，也反映传动比及扩大顺序。

　　该传动形式反映了传动顺序和扩大顺序，且表示传动方向和扩大顺序一致。图2为该传动的结构式。

　　图2 12=3(1)*2(3)*2(6)结构网

　　2.3绘制转速图

　　绘制CM6132车床转速图前，有必要说明两点：

　　（1）为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制：

　　a：Imin>=1/4;

　　b：Imax<=2(斜齿轮<=2.5);

　　所以，在一个变速组中，变速范围要小于等于8，对应本次设计，转速图中，一个轴上的传动副间最大不能相差6格。

　　c：前缓后急原则；

　　即传动在前的传动组，其降速比小，而在后的传动组，其降速比大。

　　（2）CM6132车床转速图与它的主传动系统图密切相关。故在绘制它的转速图钱，先要确定其主传动系统图。

　　图3 CM6132普通车床主传动系统图

　　如图3所示，CM6132型普通车床采用分离式传动，即变速箱和主轴箱分离。III，IV轴为皮带传动。在主轴箱的传动中采用了背轮机构（IV，V同轴线），解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。

　　CM6132型普通车床（12级转速，公比φ=1.41）采用了背轮机构后的转速图，如图4所示。图中轴号的顺序对应传动系统图图3.

　　图4 CM6132型普通车床转速图

　　由于最高转速Nmax=2000rpm，且CM6132机床功率一般为3.0KW左右。为满足转速和功率要求，选择Y系列三相异步电动机型号为：Y100L2-4,其技术参数见下表.

　　表1 Y100L2-4型电动机技术数据

　　2.4 齿轮齿数的估算

　　为了便于设计和制造，同一传动组内各齿轮的模数常取为相同。此时，各传动副的齿轮齿数和相同。

　　显然，齿数和太小，则小齿轮的齿数少，将会发生根切，或造成其加工齿轮中心孔的尺寸不够（与传动轴直径有关），或造成加工键槽（传递运动需要）时切穿齿根；若齿数和太大，则齿轮结构尺寸大，造成主传动系统结构庞大。因此，应根据传动轴直径等适当选取。

　　本次设计共包含I-II轴传动组，II-III轴传动组，IV-V传动组和V-VI(主轴)传动组四个齿轮副传动组。现根据各传动组内传动副的传动比草拟出多种齿数和，见下表2，至于具体

　　每对传动副齿数和和各齿轮齿数的确定留待各轴直径估算确定后再确定。

　　表2 各种传动比齿轮齿数和及齿数

　　2.5带轮直径的确定

　　本次设计中，存在着电动机到I轴，III轴到VI的两组皮带轮传动，其传动比分别为1.43：1和1:1.一般机床上采用V带，根据电动机转速和功率即可确定带型号，传动带数2~5个最佳。

　　根据带轮传递功率和转速，对于电动机到I轴选择A型带，I轴上带轮直径D2=180mm，电动机轴上带轮直径D1=176mm，采用5根带。

　　III轴到IV轴选择A型带（A带直径小，承载能力强），III轴上带轮直径D3=140mm，IV轴上带轮直径D4=140mm，采用2根带。

　　3.动力计算

　　3.1电机功率的确定

　　如前所述，对于国产CM6132普通车床，机床功率一般为3.0KW.选择Y100L2-4型号异步电动机。其额定功率为3KW.

　　3.2主轴的估算

　　在设计之初，由于确定的仅仅是一个方案，具体构造尚未确定，因此只能根据统计资料，初步确定主轴的直径。

　　3.2.1主轴前端轴颈的直径D1

　　表3 各类机床主轴前端轴颈的直径D1

　　图5 机床主轴结构图

　　如表3所示，本次设计，选择D1=80mm。

　　3.2.2主轴后轴颈D2

　　一般机床主轴后轴颈D2=（0.7~0.85）D1,取D2=60mm。

　　需要说明的是，主轴的前后轴颈一般指主轴上与滚动轴承配合的那段轴颈，故D1,D2应为5的整数倍。

　　3.3中间传动轴的初算

　　根据生产经验，一般机床每根轴的当量直径d与其传递的功率P,计算转速Nj，以及允许的扭转角[Ф]有如下经验公式：

　　d>=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) （3）

　　式中，P：该传动轴传递的额定功率，P=η*Pe，单位KW。

　　η：电机到该轴传动件传动效率总值。

　　d：当量直径，单位cm。

　　Nj：计算转速，单位rpm。

　　对于花键轴，轴内径一般要比d小7%。

　　3.3.1允许扭转角[Ф]的确定

　　一般，机床各轴的允许扭转角参考值见表4.

　　表4 机床各轴允许扭转角[Ф]

　　本次设计，中间传动轴允许扭转角[Ф]均取1.2°。

　　3.3.2计算转速Nj的确定

　　计算转速Nj是指主轴或其他传动轴传递全部功率的最低转速，对于等比传动的中型通用机床，主轴计算转速一般为：

　　Nj=Nmin*φ^(Z/3 -1)

　　故本次设计，Nj=125rpm。根据转速图图4，即可确定各轴的计算转速见下表。

　　表5 各轴的计算转速

　　3.3.3 各轴传递功率的确定

　　各轴的传递功率N=η*Pe。在确定各轴效率时，不考虑轴承的影响，但在选取各轴齿轮传递效率时，取小值以弥补轴承带来的误差。一般机床上格传动元件的效率见下表。

　　表6 机械传动效率

　　变速箱圆柱齿轮传动选取8级精度，主轴箱精度要求高，选取7级精度。由表4，表5，表6以及公式（3）即可确定各轴传递效率以及当量直径。见下表：

　　表7 机床各中间传动轴传递功率及计算直径

　　3.4齿轮模数的估算

　　按接触疲劳强度或弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系统各参数都已知道的情况后方可确定，所以，只在草图完成后校核用。在画草堂前，先估算，再选用标准齿轮模数，一般同一变速组中的齿轮取同一模数，一个主轴，变速箱中的齿轮采用1~2种模数。传动功率的齿轮模数一般取大于2mm。在中型机床中，主轴变速箱中的齿轮模数常取2.5，3，4mm。

　　由中心距A及齿数Z1,Z2，可求齿轮模数为：

　　m=2A/(Z1+Z2) (4)

　　根据生产实践经验，按齿面点蚀估算的齿轮中心距有如下公式：

　　A>=370(P/Nj)^(1/3) （5）

　　式中，Nj：大齿轮的计算转速，单位为rpm。

　　P：该齿轮传递功率，单位为KW。

　　从I轴到II轴，P=2.85KW,Nj=1400rpm，则AI II>=46.9mm。

　　从II轴到III轴，P=2.76KW,Nj=1000rpm，则AII III>=52.0mm。

　　从III轴到IV 轴，P=2.55KW,Nj=355rpm，则AIII IV>=71.4mm。

　　由（4）以及表2各轴齿轮传动齿数和，对于最小齿数和，则有各轴应满足的最低模数。

　　故对于I轴，II轴，（Z1+Z2）min=48，AI II>=46.9mm，则m>=1.95mm。

　　对于II轴，III轴，（Z1+Z2）min=46，AI II>=52.0mm，则m>=2.26mm。

　　对于III轴，IV轴，（Z1+Z2）min=76，AI II>=71.4mm，则m>=1.87mm。

　　因而，对于变速箱内圆柱齿轮传动，统一取m=2.5mm。由于主轴传递扭矩大，故对于主轴箱内齿轮模数取3mm。

　　3.5各轴直径及各齿轮齿数的确定。

　　在生产实际中，轴上齿轮的传动主要靠周向键连接来实现的，花键连接以其对中性好，导向性能好，应力集中小等优点获得广泛应用。因而本次设计中，所有的传动轴均采用花键轴，通过各轴的当量直径来选取适当标准的花键轴径，再通过花键轴径来选取轴上各齿轮传动副的齿数。具体各花键轴尺寸，齿轮齿数和的选取见下表。

　　表8 各花键轴参数以及相应传动副齿轮齿数和

　　这里需要说明三点：

　　（1）花键轴参数尺寸代表Z-D*d*b。Z表示花键轴齿数，D表示花键轴大径，d表示小径，b表示齿宽，具体图样见下图：

　　图6 矩形花键轴

　　（2）齿轮齿数的选取，应保证齿轮齿根与花键轴大径配合的轮毂面不得小于3~5mm。

　　（2）如A0图纸绘制的CM6132车床主传动系统图所示，轴IV做成带有齿轮的中空轴套，起卸荷左右，这样可将带轮的张紧力引起的径向力通过轴套，滚动轴承传至机身上，保证主轴的运转不受带轮张紧力的影响。

　　（4）III轴和IV轴间为皮带轮1：1传功。

　　4 结构设计

　　结构设计包括主轴箱，变速箱的结构，以及传动件（传动轴，轴承，齿轮，带轮，离合器，卸荷装置等），主轴组件，箱体以及连接件的结构设计和布置等等。

　　4.1齿轮的轴向布置

　　本次设计中有多处使用了滑移齿轮，而滑移齿轮必须保证当一对齿轮完全脱离后，令一对齿轮才能进入啮合，否则会产生干涉或变速困难。所以与之配合的固定齿轮间的距离应保证留有足够的空间，至少不少于齿宽的两倍，并留有Δ=1~2mm的间隙。

　　齿轮齿宽一般取b1=（6~12）m，对变速箱内齿轮传动副模数m=2.5mm，我设计的齿轮宽度b=6m=15mm 。而对于主轴箱内m=3mm，b2=20mm，故变速箱内相邻固定齿轮间距离B应不小于32mm。

　　图7 齿轮的轴向布置

　　4.2传动轴及其上传动元件的布置

　　4.2.1 I轴的设计

　　图8 I轴及其上传动元件布置图

　　I轴上为三联滑移齿轮，相应的花键轴段尺寸为6-32*28*7。左右端均选取深沟球轴承，其型号分别为6205，6206。右端为5齿皮带轮，与I轴平键连接，电机工头右端V带轮将动力传至I轴，又通过滑移齿轮传动力至II轴。

　　4.2.2 II轴的设计

　　图9 II轴及其上传动元件布置图

　　II轴上为5个固连齿轮，左边3个为与I轴配合的齿轮，右边2各与III轴配合。相应花键轴段尺寸为6-32*28*7，左，右端均为型号为6205的深沟球轴承。动力从I轴传至II轴，并通过右边两齿轮传动力至III轴。

　　4.2.3 III轴的设计

　　图10 III轴及其上传动元件布置图

　　III轴上有2联滑移齿轮，与II轴的2个固定齿轮啮合。与之配合的相应花键轴段尺寸为6-35*30*10。左，右均为型号为6206的深沟球轴承。左端为2齿皮带轮，动力从II轴传至III轴，再通过左边的V带轮传动力至IV轴。

　　4.2.4 IV轴的设计

　　图11 IV轴及其上传动元件布置图

　　IV 轴实际上是带有齿轮，并套在主轴左端的套筒。两个型号为6214的深沟球轴承支撑套筒增加其刚度。左端为2齿皮带轮，左边螺母可调整其轴向位置。动力从III轴径皮带轮传至IV轴，再通过右边齿轮将动力传出。

　　4.2.5 V轴的设计

　　图12 V轴及其上传动元件布置图

　　V轴实际上是背轮机构，其上2个滑移齿轮，与控制主轴内齿离合器滑动的拨叉盘用螺栓固连在一起，进而达到变速目的。与之配合的花键轴尺寸参数为6-40*35*10。左右均为型号为6206的深沟球轴承。当拨动滑移齿轮，使左端齿轮与IV轴齿轮啮合时，主轴将得到低6级转速。若拨动滑移齿轮，使与之故连得拨叉主轴上齿轮直接与IV轴齿轮啮合时，主轴将得到高8级转速。

　　4.2.6主轴的设计

　　图13 主轴及其上传动元件布置图

　　主轴上装有受V轴（背轮机构）上拨叉盘控制的内齿离合器，以及固连在主轴上的与V轴右端小齿轮的齿轮。当IV轴齿轮直接与内齿离合器啮合时，主轴将得到高6级转速。当脱开时，故连齿轮与背轮机构恰好接通，通过两个1：2.8的减速，主轴将得到低6级转速。

　　由于主轴比较长，为提高其刚度，本设计采用三支撑方式，其结构要求箱上的3个支撑孔应有高的同轴度，否则温升和空载功率增大。但3孔同轴加工难度大，一般选中或后支撑为辅助支撑，只有载荷较大，轴产生弯曲变形时，辅助支撑才起作用。

　　本设计，前支撑作为主要支撑点，选择双列短圆柱滚子轴承，型号为NU316型，它承载能力大，摩擦系数小，温升低，极限转速高，能很好的满足设计要求，但不能承受轴向力。本设计在中支撑处选择两列51214型推力球轴承，在作辅助支撑的同时，配合前支撑承受轴向力。后支撑采用内圆外锥式滑动轴承，一方面，它能满足高速，高精度，重载，以及同时承受较大轴，径向力的要求；另一方面，它能将主轴由前向后的轴向力，充分的传至机身上，保证主轴良好的运转精度和动力性能。各滚动轴承均有螺母调整其轴向间隙，内圆外锥式滑动轴承可通过双向背帽调整其径向间隙。

　　4.3主轴的强度校核

　　主轴作为车床的输出轴，一方面，通过卡盘带动被夹工件回转，另一方面，由于主轴精度，性能要求较高，导致其结构及其上传动元件布置较复杂，因而主轴一般都较粗，且均做成中空轴，以保证在同等材料用量下，有较高的强度，刚度以及疲劳强度。

　　本次设计，只针对主轴进行强度校核，其它轴，以及刚度，疲劳强度校核限于篇幅不作讨论。

　　本次设计，主轴的动力来源有两种，一是通过背轮机构获得低6级转速，一是通过内齿离合器获得高6级转速。这两种情况下，主轴的受力状况显然不同，因而应分别进行受力分析并校核。

　　另外，车床主轴前端一般布置卸荷装置，可将切削过程中的切削力传至机身上，故在强度校核时不考虑切削力的影响。

　　由于主轴同时承受弯矩和转矩，在进行校核时，按弯矩和转矩的合成强度条件进行校核，根据第三强度理论，可推得：

　　σc=Mc/W=sqrt（M^2+（ε*T）^2）/W <=[σ-1b] （6）

　　本设计主轴的材料为经调质处理的45钢，它的许用疲劳强度[σ-1b]=60Mpa。

　　在验算前，先进行一些简略处理一简化计算。主轴的结构简图如图13所示，其上传动元件具体的轴向位置如A0图纸所示。这里，由于中间支撑仅做辅助支撑，在进行受力分析时，并不将其看做是支撑反力点。左右轴承集中反力作用点，均看做作用在轴承支撑的中点处。现将主轴上各传动元件的作用点位置和距离表示如下：

　　图14 主轴及其上元件轴向位置简图

　　4.3.1 高6级传动时强度验算

　　这种情况下，主轴上右边的固定齿轮受力，其受力简图如图15所示。

　　转矩 T1=9.55*10^3*P1/N1 =9.55*10^3*3*0.84/45 =531N*m

　　圆周力 Ft1=T1*10^3/（d1/2） =531*10^3/（76*3/2）=4658N

　　径向力 Fr1=Ft1*tan（20°）=1695N

　　水平面上的支反力：FA1=db/（da+db）*Ft1=132/（280+132）*4658N=1492N

　　FB1= Ft1-FA1=3166N

　　垂直面上的支反力：FA1’= db/（da+db）*Fr1=543N

　　FB1’=Fr1-FA1’=1152N

　　截面C处的水平弯矩：Mc=280*FA1*10^（-3）=418N*m

　　截面C处的垂直弯矩：Mc’=280*FA1’*10^（-3）=152N*m

　　截面C处的合成弯矩：Mc1=sqrt（Mc^2+Mc’^2）=445N*m

　　因主轴单向回转，视转矩为脉动循环，ε=[σ-1b]/ [σ0b]=0.6，则截面C处的当量弯矩为：

　　Mvc1= sqrt（Mc1^2+（ε*T1）^2）=547N*m

　　轴的受力图，转矩图，弯矩图如图15所示。

　　按弯扭合力来校核轴的强度：

　　截面C处当量弯矩最大，故可能为危险截面。已知Mc=Mvc1=547N*m。[σ-1b]=60Mpa，

　　σc=Mc/W=Mc/0.1dc^3 =547*10^3/（0.1*75^3）=13.0Mpa< [σ-1b]=60Mpa

　　所以其强度足够。

　　图15 低6级轴的强度计算

　　4.3.2 高6级传动时强度计算

　　这种情况下，主轴左边的内齿离合器直接与IV轴外齿啮合。其受力简图如图16所示。同理有：

　　转矩 T2=9.55*10^3*P2/N2 =9.55*10^3*3*0.84/355 =67.8N*m

　　圆周力 Ft2=T2*10^3/（d2/2） =67.8*10^3/（27*3/2）=1674N

　　径向力 Fr2=Ft2*tan（20°）=609N

　　水平面上的支反力：FA2=db/（db-da）*Ft2=552/（552-140）*1674N=2242N

　　FB2= Ft2-FA2=-568N

　　垂直面上的支反力：FA2’= db/（db-da）*Fr2=816N

　　FB2’=Fr2-FA2’=-207N

　　截面A处的水平弯矩：Ma=140*Ft2*10^（-3）=234N*m

　　截面A处的垂直弯矩：Ma’=280*Fr2’*10^（-3）=85.2N*m

　　截面A处的合成弯矩：Ma1=sqrt（Ma^2+Ma’^2）=249N*m

　　同理，截面A处的当量弯矩为：

　　Mva1= sqrt（Ma1^2+（ε*T2）^2）=252N*m

　　轴的受力图，转矩图，弯矩图如图16所示。

　　同样，截面A处当量弯矩最大，故可能为危险截面。已知Ma=Mva1=252N*m。[σ-1b]=60Mpa，

　　σa=Ma/W=Ma/0.1dc^3 =252*10^3/（0.1*65^3）Mpa =9.2Mpa< [σ-1b]=60Mpa

　　所以其强度也足够。

　　图16 高6级轴的强度计算

　　综上所述，两种情况下主轴的强度均足够，故本次设计的主轴尺寸满足要求。

　　5.小节

　　这次专业课程设计师大四上学期进行一次非常关键，非常重要的课程设计，它也是毕业设计前最后一次关于机械专业基础知识的课程设计。我个人对这次设计非常重视。

　　由于这次课程设计时间与考研冲突，因此很多内容特别是A0图纸的CM6132机床传动系统的结构图完成得比较仓促，其中不乏一些小错误和不合理之处。比如I轴上的三联滑移齿轮布置安排不合理，直接导致滑移齿轮间间距比较大（为了留出空间，保证齿轮之间不干涉），进而影响了I轴的轴向尺寸乃至整个变速箱的尺寸大小。再比如，变速箱内的多对齿轮啮合时，没有考虑采用公用齿轮，以减少II轴上固定齿轮的个数，从而减小II轴的轴向尺寸。还有，连接变速箱与主轴箱的V带轮尺寸较小，与庞大的主轴箱不是很协调，主轴两边端盖设计得也不尽合理……

　　当然，通过这次课程设计，也让我学习了很多，使我本人对机械专业的认识更深，对机床内部传动系统的结构更加清晰，而这些都是大学里课堂上的书本知识所不可能获得的，普通的考试所不可能考核检验的。从这个方面来说，课程设计不仅仅是考试以外一种考核和检验学生知识掌握情况以及运用能力方面的重要补充方式，同时学生通过课程设计，对专业基础知识和专业领域方面的信息掌握得更加牢固，更加扎实，为以后从事机械工作，以及进行生产实践活动，奠定了良好的基础。

　　6.参考文献

　　1.彭文生等主编. 机械设计. 第1版. 北京：高等教育出版社，2002

　　2.李余庆等主编. 机械制造装备设计. 第2版. 北京：机械工业出版社，2008

　　3.唐增宝等主编. 机械设计课程设计. 第1版. 武汉：华中科技大学出版社，2006

　　4.吴宗泽 主编. 机械零件设计设计受册[M]. 第1版. 北京：机械工业出版社，2004

摘要:介绍了普通车床的数控改造条件,同时介绍了对CA6140车床的主传动系统和进给传动系统进行了数控化改造

的过程。改造后的数控车床的加工能力、自动化水平和加工精度明显提高。同时介绍了该车床机电联动调试的经验。

关键词:普通车床;数控改造

中图分类号: TG659 文献标识码: B 文章编号: 1001-3881 (2006) 4-208-2

企业要在激烈的市场竞争中获得生存、得到发展,它必须在最短的时间内以优异的质量、低廉的成本,制造出合乎市场需要的、性能合适的产品,而产品质量的优劣,制造周期的快慢,生产成本的高低,又往往受工厂现有加工设备的直接影响。目前,采用先进的数控机床,已成为我国制造技术发展的总趋势。购买新的数控机床是提高数控化率的主要途径,而改造旧机床、配备数控系统把普通机床改装成数控机床也是提高机床数控化率的一条有效途径。我校为适应现代化生产和教学,对CA6140车床进行了数控化改造。

1 机床数控化改造的条件

1·1 机床基础件有足够的刚性

数控机床属于高精度机床,工件移动或刀具移动的位置精度要求很高,必须在0·001~0·01mm之间,高的定位精度和运动精度要求原有机床基础件具有很高的静刚度和动刚度。本次用于改造的CA6140车床自购进后一直保养良好,机床基础件刚性满足要求。

1·2 机床数控改装的总费用合适,经济性好

机床数控改装分两部分进行:一是维修机械部分。更换或修理磨损零件,调试大型基础零件,增加新的功能装置,提高机床的精度和性能,另一方面是舍弃原有的一部分进给系统,用新的数控系统和相应的装置来替代。改造总费用由机械维修和增加的数控系统两部分组成。若机床的数控改造的总费用仅为同类型车床价格的50% ~60%时,该机床数控改造在经济上适宜。经过考查,若购买同样配置的车床约需10万元,而我校机床数控改造的总费用为5·1万元,仅占51%,因此该机床数控改造在经济上是合适的。

2 系统配置及主要技术规格

该系统由SIEMENS 802S系统、接口电路、驱动线路及步进电机等组成,另外还配有自动转塔刀架、主轴变频调速器及主轴编码器等,系统属开环控制系统。其主要技术性能和参数如下:

(1)系统控制部分。采用SIEMENS 802S系统,键盘和显示部分装在面板上。

(2)系统软件具有若干指令。其中加工指令有

直线、斜线、螺纹、锥螺纹和圆弧等5条指令。可实现车削外圆、端面、台阶、割槽、锥度、倒角、螺纹、顺圆弧和逆圆弧等操作。控制指令有结束循环、暂停、延时、延时换刀、编码换刀、通讯等,与加工指令配合,可加工出各种较复杂的零件。

(3)系统环境工作条件。温度-10~+40℃;湿度为40% ~80%。

(4)输入电网电压。交流(220±22)V;频率为50Hz;电流为1·5A。

(5)步进电机。BYG550C-2型电机两台,驱动电压为110V;相电流为2·5A;步距角为0·36°/步;静力距为12N·m。

3 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。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1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

图1 主轴脉冲发生器安装示意图转一周,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。

4 进给传动的数控化改造

进给传动的作用是接受数控系统的指令,驱动刀具作精确定位或按规定的轨迹作相对运动,加工出符合要求的零件,对进给传动的要求是高精度、高速度。改造中我们采用步进电机驱动系统实现开环控

图2 进给传动系统制,这样结构简单,安装调试和维修都非常方便。

4·1 进给传动链

图2为普通车床改造后的进给传动链,刀具纵向(Z轴)移动由步进电机,经接口箱内一对减速齿轮,转动纵向移动的丝杆而实现。刀具的径向(X轴)移动由步进电机,经接口箱内一对减速齿轮,转动横向移动丝杆而实现,该传动链与原机床的传动链相比,摆脱了结构复杂的进给箱和拖板箱。

4·2 接口箱内减速齿轮的齿数比

该车床要求的控制精度为: Z向0·005mm, X向为0·0025mm,即当执行一个脉冲指令时,工件的长度和直径均变化0·005mm。BYG550C-2型步进电机的步距角为0·36°,每周步距数为360/0·36=1000(步/周), X向丝杠螺距为4mm,脉冲当量为0·0025mm,Z向丝杠螺距为6mm,脉冲当量0·005mm。按公式

主动轮齿数

从动轮齿数=步/周×脉冲当量丝杠螺距则X向:Z主/Z从=1000×2·5/4000=5/8Z向:Z主/Z从=1000×5/6000=5/6

4·2 接口箱内减速齿轮的齿数比

该车床要求的控制精度为: Z向0·005mm, X向为0·0025mm,即当执行一个脉冲指令时,工件的长度和直径均变化0·005mm。BYG550C-2型步进电机的步距角为0·36°,每周步距数为360/0·36=1000(步/周), X向丝杠螺距为4mm,脉冲当量为0·0025mm,Z向丝杠螺距为6mm,脉冲当量0·005mm。按公式

主动轮齿数

从动轮齿数=步/周×脉冲当量丝杠螺距则X向:Z主/Z从=1000×2·5/4000=5/8Z向:Z主/Z从=1000×5/6000=5/6

4·3 传动滚珠丝杠副

数控机床要求进给部分移动元件灵敏度高、精度高、反应快、无爬行,采用滚珠丝杠副可以满足上述要求。在结构中,用普通滚珠丝杠副实现将旋转运动变换为直线运动。滚珠丝杠螺母副安装时需预紧,通过预紧可消除滚珠丝杠螺母副的轴向间隙,提高传动刚度。预紧的方法是采用双螺母齿差调隙式结构(图3)。通过改变两个螺母的轴向相对位置,使每个螺母中滚珠分别接触丝杠滚道的左右两侧来实现的。

图3 双螺母齿差调隙式结构

一般需要几次调整才能保证机床在最大轴向载荷下,既消除间隙,又能灵活运转。

4·4 刀架

根据需要,拆除原方刀架,安装620型四方刀架(图4)。该刀架由120W的三相交流异步电机正转驱动,使刀架正转选刀,到预定刀位时,电机则反转,使刀架夹紧。换刀方式有手控和机控两种。机控时当零件在加工过程中需要换刀时,数控系统发出预先编制好的换刀控制指令,控制器接到换刀指令时,立即驱动刀架回转。手控时,按动面板上的按钮,刀架能转一个刀位(90°),也可连续按动按钮,直至任一刀位。

5 机电联动调试

5·1 机械调试

丝杠上,侧母线和横、纵导轨的平行度误差控制在0·01mm/全长之内;转动丝杠,丝杠轴向窜动在0·01mm之内;丝杠螺母同轴度误差控制在0·01mm之内。

5·2 机电联动调试

(1)单坐标点动,主要调试其有无动作,运动方向是否符合要求,机械传动是否正常,有无不正常响声等。

1·上刀体 2·活动销 3·反靠盘 4·定轴 5·蜗轮 6·下刀体 7·螺杆 8·离合器盘 9·霍尔元件 10·磁钢

图4 四方刀架结构图

(2)点动合格后,做连续运动。反复多次,若出现故障或异常,排除后方可继续进行。

(3)先试Z坐标方向,后试X坐标方向,这是因为Z坐标方向调试方便。

(4)测量两坐标重复定位精度。在Z向坐标做连续移动时,若发现与丝杠相联的齿

额定转速: 2000r/min

额定输出功率: 2kW

编码器:绝对位置检测方式,分辨率1000000p/r 轴端形式:锥轴伺服放大器采用与电机配套的SJV2系列20型,其驱动能力为2kW。对于2kW电机,也可采用SJV2系列的10型放大器,但此时的输出扭矩要比20型减少1/3,不利于大功率切削。I/O设备选用型号为HR341的基本I/O单元,主要用于机床操作面板及与机床间的输入输出控制。另外附加一个远程I/ODX110,主要用于教学功能的“故障模拟设置”的输入输出。伺服及I/O单元连接原理图如图2所示。

图2 电气连接原理图

2·2·2 主轴控制

主轴电机采用交流变频控制电机,由变频器进行控制,转速范围60~6000r/min。模拟量由基本I/O单元的A0端口输出0~10V的直流电压,变频器根据输入的电压变化而输出相应的转速。由于模拟主轴电机没有编码器,因此在发出转速命令后,系统无法检测到主轴的是否运行。为解决这一问题,我们利用变频器上的功能端子,将其通过参数设置成“到达指令频率闭合”状态,并通过PLC检测此信号,从而实现对电机的运转进行监控。

2·3 教学功能的附加

本机改造后除保证加工功能和精度外,还要满足一定的教学功能。所谓的教学功能主要是针对学习数

控系统调试及维修人员而设立的附加功能。该功能通过参数设置及调整PLC程序人为地设置故障,让学生通过故障现象先判断故障种类,再分析故障产生的原因,直至排除故障。通过这种实训,学生可全面学习工业现场可能出现的故障现象,掌握故障排除方法,提高学生解决现场问题的综合能力。

3 结束语

我国现有机床中,近几年急需技术改造的约占25%,这将蕴藏着无限商机。机床改造主要是采用数控和计算机控制技术,我国数控机床发展和机床数控化改造应紧跟世界潮流,发展多轴联动数控系统,开发高速、高精度、高效加工中心等关键技术,向智能化方向发展