數(shù)控機(jī)床的部分進(jìn)行設(shè)計(jì),數(shù)控機(jī)床,部分,部份,進(jìn)行,設(shè)計(jì) 河南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 轉(zhuǎn)塔式數(shù)控加工中心設(shè)計(jì) 摘 要 數(shù)控機(jī)床是一種高科技的機(jī)電一體化產(chǎn)品，是現(xiàn)代制造技術(shù)中不可缺少的生產(chǎn)手段。隨著科技的不斷發(fā)展，數(shù)控機(jī)床在國內(nèi)也進(jìn)入了實(shí)用化階段，但在目前我國許多國營大廠都有一批老機(jī)床，若在老機(jī)床的基礎(chǔ)上對(duì)其進(jìn)行改造，配以數(shù)控技術(shù)，這樣不僅可降低成本，而且可提高老機(jī)床的使用壽命。因此，我們畢業(yè)設(shè)計(jì)的題目就是將普通銑床改為集鏜、銑、鉆為一體的八軸轉(zhuǎn)塔式簡易加工中心，實(shí)現(xiàn)不用人工換刀的情況下，短時(shí)間內(nèi)進(jìn)行鏜、銑、鉆的轉(zhuǎn)換，這樣不僅可以提高生產(chǎn)效率和加工精度，并且還可以降低成本。我主要負(fù)責(zé)機(jī)床的整體布局和八軸轉(zhuǎn)塔自動(dòng)換刀裝置的設(shè)計(jì)。在機(jī)床的整體布局方面，我從人機(jī)工程學(xué)和產(chǎn)品造型兩方面對(duì)機(jī)床進(jìn)行設(shè)計(jì)。八軸轉(zhuǎn)塔自動(dòng)裝置的工作原理是在八個(gè)軸上事先根據(jù)工序的安排將加工中所需要的刀具裝夾好，當(dāng)將油注入中心油缸后，產(chǎn)生壓力帶動(dòng)整個(gè)轉(zhuǎn)塔頭使八軸轉(zhuǎn)塔旋轉(zhuǎn)，使其實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換刀的功能。這套簡易的數(shù)控加工中心也應(yīng)用了近年來才發(fā)展起來的變頻技術(shù)，從而提高了其中的科技含量。由于現(xiàn)在國內(nèi)的國營大廠都面臨老機(jī)床淘汰的情況，因此在老機(jī)床的基礎(chǔ)上進(jìn)行數(shù)控改造是很有市場前景的，從而進(jìn)行這次畢業(yè)設(shè)計(jì)也是比較實(shí)用的。 關(guān)鍵詞：數(shù)控技術(shù)，八軸轉(zhuǎn)塔頭，變頻技術(shù)，自動(dòng)換刀 - II - 河南科技大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 數(shù)控機(jī)床的部分進(jìn)行設(shè)計(jì) 前 言 在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中接到的課題是對(duì)數(shù)控機(jī)床的部分進(jìn)行設(shè)計(jì)，我設(shè)計(jì)的是八軸轉(zhuǎn)塔自動(dòng)換刀裝置。接到課題后，進(jìn)行了充分的調(diào)研工作，查閱了大量的相關(guān)資料。數(shù)控機(jī)床是一種高科技的機(jī)電一體化產(chǎn)品，集微電子技術(shù)、計(jì)算機(jī)技術(shù)、自動(dòng)控制技術(shù)及伺服驅(qū)動(dòng)技術(shù)、精密機(jī)械技術(shù)于一身的高度機(jī)電一體化產(chǎn)品，是現(xiàn)代機(jī)床技術(shù)水平的重要標(biāo)志，是當(dāng)前世界機(jī)床技術(shù)進(jìn)步的主流。 數(shù)控機(jī)床隨著微電子技術(shù)、計(jì)算機(jī)技術(shù)、自動(dòng)控制技術(shù)的發(fā)展而得到飛躍的發(fā)展。目前幾乎所有的傳統(tǒng)機(jī)床都有數(shù)控機(jī)床的品種，數(shù)控機(jī)床逐漸成為機(jī)械工業(yè)技術(shù)改造的首選設(shè)備。但我們了解到我國的國營大廠仍有一批老機(jī)床，隨著數(shù)控機(jī)床的發(fā)展這批老機(jī)床一定會(huì)被淘汰，但若對(duì)其進(jìn)行改造，將這批老機(jī)床改造成數(shù)控機(jī)床，這樣不但能延長這批老機(jī)床的壽命、降低了成本，而且還能滿足機(jī)床自動(dòng)化的要求。因此，我們準(zhǔn)備對(duì)普通升降式銑床進(jìn)行改造。通過查閱有關(guān)書籍及大量的資料，我們將升降式銑床改為八軸轉(zhuǎn)塔式簡易加工中心，實(shí)現(xiàn)不人工換刀的情況下短時(shí)間內(nèi)進(jìn)行銑、鏜、鉆的轉(zhuǎn)換。 通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我不但對(duì)數(shù)控機(jī)床的結(jié)構(gòu)有了系統(tǒng)的了解，并且還掌握了一種工業(yè)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的思維方式，對(duì)今后的工作及實(shí)踐都有幫助。 第一章 技術(shù)參數(shù)分析及方案的制定 §1.1 技術(shù)參數(shù)分析 由于主軸部件直接參與切削，因而數(shù)控機(jī)床的加工質(zhì)量很大程度上要靠它保證。因此，主軸部件主要參數(shù)有以下幾項(xiàng)：① 主軸部件旋轉(zhuǎn)精度。表現(xiàn)在工作時(shí)主軸回轉(zhuǎn)中心位置的不斷變化，即“主軸軸心漂移現(xiàn)象”，應(yīng)通過采用回轉(zhuǎn)精度好的軸承和提高與軸承配合表面的精度等方法來提高。② 靜剛度。靜剛度不足會(huì)造成加工的尺寸誤差和形狀誤差，并且會(huì)影響主軸部件的工作性能和壽命。因此，應(yīng)通過適當(dāng)加粗主軸直徑、選擇最佳跨距等方法來提高靜剛度。③ 抗振性。由于傳動(dòng)齒輪中存在缺陷或切削過程的再生自振等所引起的沖擊或交變力的干擾，從而使主軸產(chǎn)生振動(dòng)，這不但會(huì)影響加工精度和表面質(zhì)量，甚至?xí)辜庸o法進(jìn)行。因此，應(yīng)提高主軸的剛度。選用阻尼比大的主軸軸承，并且要求主軸部件的運(yùn)動(dòng)件要有足夠的精度并進(jìn)行動(dòng)平衡。④ 熱穩(wěn)定性。主軸部件工作時(shí)，由于與主軸相聯(lián)系的傳動(dòng)件或刀具傳來的切削熱等原因，主軸部件的溫度將上升，造成主軸部件的變形，影響主軸部件的工作性能。因此，應(yīng)通過減少部件中的發(fā)熱量，減少外部熱量傳入及創(chuàng)造良好的散熱條件來提高熱穩(wěn)定性。 §1.2 初步方案制定 §1.2.1 機(jī)床總體方案的制定 機(jī)床主機(jī)是數(shù)控機(jī)床的主體，它包括床身、底座、立柱、工作臺(tái)、主軸箱、進(jìn)給機(jī)構(gòu)、刀架及自動(dòng)換刀裝置等機(jī)械部件。它是在數(shù)控機(jī)床上自動(dòng)完成各種切削加工的機(jī)械部分。通常用提高結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的靜剛度、增加阻尼、調(diào)整結(jié)構(gòu)件質(zhì)量和固有頻率等方法來提高機(jī)床主機(jī)的剛度和抗振性，使機(jī)床主機(jī)能適應(yīng)數(shù)控機(jī)床連續(xù)自動(dòng)地進(jìn)行切削加工的需要。采取改善機(jī)床結(jié)構(gòu)布局、減少發(fā)熱、控制溫升及采用熱位移補(bǔ)償?shù)却胧?，可減少熱變形對(duì)機(jī)床主機(jī)的影響；采用高性能的主軸伺服驅(qū)動(dòng)和進(jìn)給伺服驅(qū)動(dòng)裝置，使數(shù)控機(jī)床的傳動(dòng)鏈縮短，可簡化機(jī)床機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)；采用高傳動(dòng)效率、高精度、無間隙的傳動(dòng)裝置和傳動(dòng)元件，如：滾動(dòng)絲杠螺母副、滑動(dòng)導(dǎo)軌等傳動(dòng)元件。輔助裝置作為數(shù)控機(jī)床的配套部件，是保證充分發(fā)揮數(shù)控機(jī)床功能所必需的配套裝置。輔助裝置包括：液壓裝置，冷卻、潤滑裝置，防護(hù)、照明等。液壓裝置是應(yīng)用液壓系統(tǒng)，使機(jī)床完成自動(dòng)換刀所需的動(dòng)作，實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)部件的制動(dòng)，完成工作臺(tái)的自動(dòng)夾緊、松開，工件、刀具定位表面的自動(dòng)吹屑等輔助功能。排屑裝置的作用是將切屑從加工區(qū)域排出。迅速有效地排除切屑是保證數(shù)控機(jī)床高效率地自動(dòng)進(jìn)行切削加工的一種必備裝置。 §1.2.2 對(duì)于主軸部件的確定 在主軸電機(jī)的選擇上，為了能量轉(zhuǎn)換的高效率與信息轉(zhuǎn)換的高精度，快響應(yīng)和高度的穩(wěn)定性，對(duì)伺服電機(jī)的基本要求是：① 功率大，② 功率比大，③ 良好的調(diào)速性能，④ 優(yōu)良的控制特性，⑤ 便于維護(hù)，⑥ 散熱性好，其次價(jià)格方面也應(yīng)考慮。通過查閱資料，我了解到目前大多數(shù)數(shù)控機(jī)床的主傳動(dòng)系統(tǒng)都是使用直流或交流伺服電機(jī)通過變速齒輪帶動(dòng)主軸轉(zhuǎn)動(dòng)的方案。因?yàn)樵谥绷魉欧姍C(jī)與交流伺服電機(jī)之間，交流伺服電機(jī)有構(gòu)造簡單，可達(dá)到的輸出功率最大，可達(dá)到的最大轉(zhuǎn)速最高，不許要維護(hù)，防爆特性好等特點(diǎn)，所以我選擇了交流電機(jī)。為了避免振動(dòng)和噪聲，我采用了電機(jī)通過皮帶帶動(dòng)主軸轉(zhuǎn)動(dòng)的傳動(dòng)方案。 對(duì)于主軸轉(zhuǎn)速的確定。由于采用了變頻器進(jìn)行變頻調(diào)速，并且因?yàn)樽冾l器在頻率為50HZ時(shí)，主軸轉(zhuǎn)速為750r/min，而變頻器的變頻范圍為50—200HZ,故主軸的轉(zhuǎn)速范圍為150—3000r/min。 對(duì)主軸軸承配置的主要形式的選擇。軸承配置的主要形式有三種：① 前軸承采用高精度雙列向心推力球軸承，這種方案有良好的高速性，但承載能力??；② 雙列和單列圓錐滾子軸承的組合，這種方案能承受重載荷，安裝調(diào)整性好，但限制主軸轉(zhuǎn)速和精度；③ 前軸承采用雙列短圓柱滾子軸承及角接觸球軸承組合，后支承采用雙列短圓柱滾子軸承，此配置可提高主軸的綜合剛度，可滿足強(qiáng)力切削的要求。所以我選擇了第三種方案。 對(duì)定位裝置的確定，由于機(jī)床要求精度較高，故我選擇用鼠齒盤定位。鼠齒盤是數(shù)控機(jī)床常用的定位裝置，相對(duì)于其他定位裝置，它有定位精度高、定心精度好、定位剛度好、使用于需要多種分度的場合并且磨損小。 §1.3 八軸轉(zhuǎn)塔式自動(dòng)換刀裝置結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 八軸轉(zhuǎn)塔頭上徑向分布著八根結(jié)構(gòu)完全相同的主軸1，主軸的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)由齒輪21輸入。當(dāng)數(shù)控裝置發(fā)出換刀指令時(shí)，先通過液牙撥叉（圖中未示出）將移動(dòng)齒輪6與齒輪21脫離嚙合，同時(shí)在中心油缸18的上腔通壓力油。由于活塞桿和活塞16固定在底座上，因此中心油缸18帶著由兩個(gè)止推軸承13和15支承的轉(zhuǎn)塔刀架體14抬起，兩個(gè)鼠齒盤7脫離嚙合。然后壓力油進(jìn)入轉(zhuǎn)位油缸，推動(dòng)活塞齒條，再經(jīng)過中間齒輪（圖中均未示出）使大齒輪5與轉(zhuǎn)塔刀架體14一起回轉(zhuǎn)45°，將下一工序的主軸轉(zhuǎn)到工作位置。轉(zhuǎn)位結(jié)束之后，壓力油進(jìn)入中心油缸18的下腔使轉(zhuǎn)塔頭下降，兩個(gè)鼠齒盤7重新嚙合，實(shí)現(xiàn)精確的定位。在壓力油的作用下，轉(zhuǎn)塔頭被壓緊，轉(zhuǎn)位油缸退回原位。最后通過液壓撥叉撥動(dòng)移動(dòng)齒輪6，使它與新?lián)Q上的主軸齒輪21嚙合（標(biāo)號(hào)見圖02）。 為了改善主軸結(jié)構(gòu)的裝配工藝性，整個(gè)主軸部件裝在套筒4內(nèi)，只要卸去螺釘，就可以將整個(gè)部件抽出。主軸前軸承24采用錐孔雙列圓柱滾子軸承，調(diào)整時(shí)先卸下端蓋2，然后擰動(dòng)螺母3，使內(nèi)環(huán)作軸向移動(dòng)，以便消除軸承的徑向間隙。為了便于卸出主軸錐孔內(nèi)的刀具，每根主軸都有操縱桿19，只要按壓操縱桿，就能通過斜面推動(dòng)頂桿22，頂出刀具。 轉(zhuǎn)塔主軸頭的轉(zhuǎn)位，定位和壓緊方式與鼠齒盤式分度工作臺(tái)極為相似。但因?yàn)樵谵D(zhuǎn)塔上分布著許多回轉(zhuǎn)主軸部件，使結(jié)構(gòu)更為復(fù)雜。由于空間位置的限制，主軸部件的結(jié)構(gòu)不可能設(shè)計(jì)得十分堅(jiān)實(shí)，因而影響了主軸系統(tǒng)的剛度。為了保證主軸的剛度，主軸的數(shù)目必須加以限制，否則將會(huì)使結(jié)構(gòu)尺寸大為增加。 轉(zhuǎn)塔主軸頭換刀方式的主要優(yōu)點(diǎn)在于省去了自動(dòng)松夾、卸刀、裝刀、加緊以及刀具搬運(yùn)等一系列復(fù)雜的操作，從而提高了換刀的可靠性，減少了刀具的裝卸造成的定位誤差，并顯著的縮短了換刀時(shí)間。 第二章 設(shè)計(jì)計(jì)算 §2.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 1. 確定電動(dòng)機(jī)類型。參閱同類機(jī)床，選擇Y160L-8型異步電動(dòng)機(jī)，其額定功率為：Ped=7.5kw,滿載轉(zhuǎn)速為：720 r/min。 2. 確定主軸轉(zhuǎn)速。 由于主軸轉(zhuǎn)速范圍為：150—3000轉(zhuǎn)/分。 ∴ 主軸轉(zhuǎn)速為：150 轉(zhuǎn)/分。 §2.2 計(jì)算總傳動(dòng)比 1. 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比。 i=720/150=4.8 2. 由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程指導(dǎo)》表2—1可得 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為： i1=2 圓柱齒輪的傳動(dòng)比為： i2=2.4 錐齒輪的傳動(dòng)比為： i3=1 §2.3 計(jì)算各傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 1． 各軸轉(zhuǎn)速。 nⅠ=720 r/min nⅡ=nⅠ/i1=720/2=360 r/min nⅢ=nⅡ/i3=360 r/min nⅣ=nⅢ/i2=360/2.4=150 r/min 2. 各軸輸出功率。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程指導(dǎo)》表2—4可查得 電動(dòng)機(jī)至主軸各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率為：帶傳動(dòng)：η1=0.95；滾動(dòng)軸承：η2=0.98；錐齒輪：η3=0.95：圓柱齒輪：η4=0.96。 由于電機(jī)輸出功率為： Pd =7.5 kw 故 PⅠ= Pd =7.5 kw PⅡ= PⅠ*η1*η2 =6.98 kw PⅢ= PⅡ*η2*η3 =6.49 k PⅣ= PⅢ*η2*η4 =6.11 kw 3. 各軸轉(zhuǎn)矩： TⅠ=9550*PⅠ/nⅠ=9550*7.5/720=99.47 N?m TⅡ=9550*PⅡ/nⅡ=9550*6.98/360=185.2 N?m TⅢ=9550*PⅢ/nⅢ=9550*6.49/360=172.17 N?m TⅣ=9550*PⅣ/nⅣ=9550*6.11/150=389 N?m §2.4 帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 1. 確定計(jì)算功率Pca. 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表８—７查得　KA=1.1 故計(jì)算功率　Pca=KA*Pd=1.1*7.5=8.25kw 2. 選取V帶帶型。 根據(jù)Pca、nⅠ,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖８—８,應(yīng)選用ＳＰＡ型。 3. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表８—４和表８—８，取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑：D1=100mm。 根據(jù)式：D2=i1D1=2*100=200 mm,由表８—８取D2=224 mm。 驗(yàn)算帶速：由式v=π*D1*nⅠ/60/1000=3.77<35 m/s 故帶速合適。 4. 確定V帶基準(zhǔn)直徑。 由式0.7(D1+D2)120° 故主動(dòng)輪上的包角合適。 6. 計(jì)算V帶的根數(shù)z。 由式　z=Pca/(P0+ΔP0)/Kα/KL　 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表８—６c和８—６d得　P0=1.54 kw ΔP0=0.28 kw 表８—９和８—１０得　Kα=0.95 KL=0.89 故z=5.36 取　z=6 7. 計(jì)算預(yù)緊力F0 由式　F0=500*Pca*(2.5/Kα-1)/v/z+qv2 查表８—５（《機(jī)械設(shè)計(jì)》）得q=0.12 kg/m 則 F0=299.2 N 8. 計(jì)算作用在軸上的壓軸力Q 由式　Q=2*z*F0*sin(α1/2) 得　Q=3534.2 N §2.5 錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 1．初步設(shè)計(jì)。 由式 de1≥1951*（KTⅠ/u*бHp2）1/3 mm 進(jìn)行估算。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》表23?4—22和圖23?2—18d 可查得 K=1.5 ,бHlim=1300 N/mm2,sH′=1.1 且 u=n1/n2=360/360=1,T1=185.2 N?mm ∴ бHp′=бHlim/sH′=1300/1.1=1182 N/mm2 ∴ de1≥1951（1.5*185.2/2.4/11822）1/3=85.1 mm 2． 幾何計(jì)算。 根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》表23?4—4計(jì)算如下： 齒數(shù)：取z1=19,則z2=u*z1=19 分錐角：δ1=arctgz1/z2= arctg1=45° δ2=90°-45°=45° 大端模數(shù)： me=de1/z1=85.1/19=4.48 mm, 取me=4.5 mm 大端分度圓直徑： de1=z1*me=19*4.5=85.5 mm de2=z2*me=19*4.5=85.5 mm 平均分度圓直徑：∵ φR=0.3 ∴ dm1=de1*(1-0.5φR)=72.675 mm dm2=72.672 mm 平均模數(shù)：Mm=me*(1-0.5φR)=3.825 mm 外錐距： Re=de1/2*sinδ=85.5/2/sin45°=60.46 mm 齒寬： b=φR*Re=0.3*60.46=18.14 mm 取齒寬為20mm 大端齒頂高： ha1=(1+x1)*me=4.5 mm ha2=4.5 mm 大端齒根高： hfe1=(1+c*-x1)*me=5.625 mm hfe2=(1+c*-x2)*me=5.625 mm 齒頂角：θa1=θf2 θa2= θf1 齒根角：θf1= arctghfe1/Re=5.32° θf2=5.32° 頂錐角：δa1=δ1+θa1=45°+5.32°=50.32° δa2=50.32° 根錐角：δf1=δ1-θf1=45°-5.32°=39.68° δf2=39.68° 大端齒頂圓直徑：dae1=de1+2*ha1*cosδ1=91.86 mm dae2=91.86 mm 安裝距：根據(jù)結(jié)構(gòu)確定A1=100mm,A2=100mm 冠頂距：Ak1=de2/2-ha1*sinδ1=39.57mm Ak2=de1/2-ha2sinδ2=39.57mm 大端分度圓齒厚： s1=me(π/2+2*x1*tgα+xf1)=7.0686mm s2=π*me-s1=4.5*π-s1=7.0686mm 大端分度圓弦齒厚：s1′=s1(1-s12/6/de12)=7.0605 mm s2′=7.0605 mm 大端分度圓弦齒高： ha1′=ha1+s12*cosδ1/4de1=4.6033 mm ha2′=4.6033 mm 當(dāng)量齒數(shù)：zv1=z1/cosδ1=27 zv2=27 端面重合度:εva=[zv1(tgαva1-tgα)+zv2(tgαva2- tgα)]/2π 式中：αva1=arcos[zv1cosα/(zv1+2ha*+2x1)]=28.97° αva2=28.97° 且標(biāo)準(zhǔn)齒中, ha*=1,c*=0.25,α=20° 則 εva=1.63 3． 接觸強(qiáng)度校核。 由式БH=（Ft*KA*KV*KHβ*KHα/0.85b/dm1*(u+1)/u）1/2*zE*zH*zεβ*zK≤бHP來進(jìn)行校核。 ∵分度圓的切向力為： Ft=5096.7N 且由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》表23?4—21、表23?4—24、式23?4—3、23?4—4、表23?4—25、圖23?4—21、表23?2—29和式23?4—10 可得： 使用系數(shù)KA=1.25 動(dòng)載荷系數(shù)KV=0.011 載荷分布系數(shù)KHβ=1.9 載荷分配系數(shù)KHα=1 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.5 彈性系數(shù)ZE=189.8 N/mm2 重合度、螺旋角系數(shù)Zεβ=0.889 錐齒輪系數(shù)ZK=1 ∴бH=126.3 N/mm2 而бHP=бHlim/SHmim*ZLVR*Zx*Zw 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》圖23?2—18d和圖23?2—21可得 試驗(yàn)齒輪接觸疲勞極限бHlim=1300 N/mm2 壽命系數(shù)ZN=1 潤滑油膜影響系數(shù)ZLVR=0.965 最小安全系數(shù)Shmim=1 尺寸系數(shù)Zx=1 工作硬化系數(shù)Zw=1 ∴бHP=1254.5 N/mm2∵бH<бHP ∴合格 4.彎曲強(qiáng)度校核。 由式бF1=Ft*KA*KV*KFβ*KFα/0.85b/mm*Yfs*Yεβ 來進(jìn)行校核。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》式23·4—12，圖23·4—19和 圖23·2—28可得： 復(fù)合齒形系數(shù)YFS1=4.59,YFS2=4.59(zv1=zv2=27) 重合度、螺旋角系數(shù)Yεβ=0.57 其余項(xiàng)同前KFβ=KHβ, KFα=KHα ∴бF1=3.15 N/mm2 ∴бF2=бF1*YFS2/YFS1=3.15 N/mm2 而許用彎應(yīng)力бFP=бFE/Sfmin*YN*YδrelT*YRTclT*Yx 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》式 23·4—13，圖23·—29d和圖23·2—31可得： 齒根基本強(qiáng)度бFE=630 N/mm2 壽命系數(shù)YN=1 相對(duì)齒根系數(shù)YδrelT=1 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)YRTclT=1 尺寸系數(shù)Yx=1 最小安全系數(shù)sFmin=1.4 ∴ 許用彎曲應(yīng)力值 бFP=450 N/mm2 ∵бF1<бFP1, бF2<бFP2 ∴ 合格 §2.6 圓柱齒輪設(shè)計(jì) 1。 選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)。 按傳動(dòng)方案選用直齒圓柱齒輪，大小齒輪都選用硬齒面，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—1選得大小齒輪材料均為45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)淬火。齒面硬度為40—50HRC,由于對(duì)強(qiáng)度、速度及精度要求不高，故一般精度選為7級(jí)。選小齒輪齒數(shù)為24，則大齒輪齒數(shù)為z2=u*z1=24*2.4=58 2。 齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)。 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式 ： d1t≥2.32*3√Kt*T1/φd*(u+1)/u*(ZE/[б]H) 2 進(jìn)行試算。 ⑴ 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—7、10—6，圖10—19、 10—21e，及式10—2、10—13可得 載荷系數(shù) Kt=1.3 齒寬系數(shù) φd=0.2 材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√Mpa 大小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 бHlim1=бHlim2=1120 Mpa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60*n1*j*Lh=1037000000 N2=N1/u=423000000 壽命系數(shù) KHN1=0.89 KHN2=0.90 而接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力 (s=1) [б]H1=KHN1*бHlim1/s=985.6 Mpa [б]H2=KHN2*бHlim2/s=1008 Mpa ⑵ 計(jì)算。 ① 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[б]H中較小的值 ∴ d1t≥90.2mm ② 計(jì)算圓周速度v V=л*d1t*n1/60/1000=1.79 m/s ③ 計(jì)算齒寬 b=φd*d1t=18.04 mm ④ 計(jì)算齒寬與齒高之比 b/h 模數(shù) mt=d1t/z1=3.76 mm 齒高 h=2.25mt=8.46 mm ∴ b/h =2.13 ⑤ 計(jì)算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=1.79 m/s,7級(jí)精度,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—8查得 Kv=1.12 假設(shè)KA*Ft/b>100 N/mm,由表10—3查得 KHα=KFα=1.0 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10—2、10—4及圖10—13查得： 使用系數(shù) KA=1.25 KHβ=1.11 KFβ=1.17 ∴ 載荷系數(shù)K=KA*KV*Kα*KHβ=1.55 ⑥ 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的得分度圓直徑。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10—10a得： d1=d1t3√K/Kt=95.6 mm ⑦ 計(jì)算模數(shù)m. m=d1/z1=3.98 mm 3．按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)。 由式 m≥[2K*T1/φd/z12*(Yfα*Ysα/[б]F)] 1/3 進(jìn)行計(jì)算。 ⑴ 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值。 ① 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10—20d 、10—18，查得 大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限бFE1=бFE2=680 Mpa 彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.89, KFN2=0.9 ② 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4, ∴[б]F1=KFN1*бFE1/s=427.4 Mpa [б]F2=437.14 Mpa ③ 計(jì)算載荷系數(shù)K. K=KA*KV*Kα*KFα=1.64 ④ 由表10—5（《機(jī)械設(shè)計(jì)》）查得： 齒形系數(shù) YFa1=2.65 YFa2=2.30 應(yīng)力校正系數(shù) Ysa1=2.29 Ysa2=1.72 ⑤ 計(jì)算大小齒輪的YFa*Ysa/[б]F,并加以比較 YFa1*Ysa1/[б]F1=0.0098 YFa2*Ysa2/[б]F2=0.0090 ∴ 小齒輪的數(shù)值大。 ⑵ 設(shè)計(jì)計(jì)算。 由以上條件可得： m≥3.63 mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（及模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.63，圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4 mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑為95.6 mm. ∴ z1=d1/m=23.9 取z1=24 z2=u*z1=58 4．幾何尺寸計(jì)算。 ⑴ 計(jì)算分度圓直徑。 d1=m*z1=96 mm d2=m*z2=232 mm ⑵ 計(jì)算中心距。 a=(d1+d2)/2=164 mm ⑶ 計(jì)算齒輪寬度。 b=φd*d1=19.2 mm ∴ 取B1=25 mm B2=20 mm 5．驗(yàn)算。 ∵ Ft=2T1/d1=3583.33 N ∴ KA*Ft/b=224 N/mm>100 N/mm ∴ 合格。 §2.7 主軸部分的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 確定主軸材料。 參閱有關(guān)資料，選取主軸材料為40Cr. 2. 主軸直徑的選擇。 由《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》表5—12查得： 主軸前軸徑 D1=90 — 100, 取 D1=100 mm 后軸徑 D2=(0.7 — 0.85)D1=80 mm 3．主軸內(nèi)孔直徑、懸伸量、合理跨距及主軸長度。 當(dāng)d/D=0.5時(shí)，空心軸的剛度為實(shí)心主軸剛度的90%，也就是對(duì)剛度影響不大，平均直徑 D=90 mm ∴ 主軸內(nèi)孔直徑 d=D/2=45 mm 按設(shè)計(jì)方案選：前軸承為3182120型，后軸承選為318211型 按類比法參考《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》表5—14： 取 a/D1=1.0 定懸伸量為 a=100 mm 由《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》圖5—57，查出前、后軸承的剛度為： c1=11000000 N/cm, c2=7500000 N/cm ∴ c1/c2=1.47 且慣性距： I=π/64*(92*92 — 4.52*4.52)=302 cm4 ∴ η=EI/c1/a3=0.549 由《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》圖5—44查得: L0/a=2.5 ∴ L0=2.5a=250 mm ∴ 主軸長為350 mm 6. 主軸靜剛度的計(jì)算。 1） 切削力的作用點(diǎn)： s = a+w (對(duì)銑床 w=B) 而對(duì)端銑刀： B=60 mm ∴ s=160 mm 主軸組件計(jì)算簡圖 l=250 s=160 b=150 c=100 A B C Q 已知切削力： （縱向）PH=939.7N （橫向）PV=3719.7N （垂直）Pa=1957.8N 2) 計(jì)算切削力P作用在s點(diǎn)引起主軸前端點(diǎn)的撓度ycsp ∵Ic=π*(904-31.5424)=3.172*106 P=(PH2+PV2) 1/2 =3836.56N ycsp =P*[3sc2-c3/6EIc+lsc/3EI+(l+s)*(l+c)/ cBl2+sc/cAl2] =0.000974mm 3) 計(jì)算力偶矩M作用在主軸前端c點(diǎn)產(chǎn)生的撓度yccM yccM=P*[c2/cEIc+lc/3EI+(l+c)/ cBl2+c/cAl2] 其中M= Pa*D=1957.8*90=176202N*mm ∴ yccM=0.000162mm 4) 計(jì)算驅(qū)動(dòng)力Q作用在兩支承之間時(shí)，主軸前端c點(diǎn)的撓度ycmq ycmq=Q [-b*c*(2l-b)*(l-b)/6EIl+(l+c)*(l-b)/cBl2-b8c/cAl2] =0.000117mm 5) 求主軸前端c點(diǎn)的綜合撓度yc αp=tg-1/( PH / PV )=75.82° αQ =γ-90°-α-ρ =64.28° 由于順銑αM =0° ∴ ycy=ycsp*sin αp+ycmQ*sinαQ+yccM*sinαM=0.000451 z軸上的分量代數(shù)和為： ycz=ycsp*sinαp+ycmQ*sinαQ+yccm*sinam=0.001049 mm ∴ 綜合撓度yc為： yc=(ycy2+ycz2)1/2=0.00114 mm ∵ Pcy=(Pys+M*cosam)/c=3265.54 N Pcz=Pzs/c=5951.52 N ∴ Pc=(Pcy2+Pcz2) 1/2=6788.54 N 且 apc=arctg(Pcz/Pcy)=61.25° zyc=arcth(ycz/ycy)=66.74° ∴ J=Pc/1000yc/?apc-ayc?=5982.3 N/μm ∴ J>[J]=120 n/μm 故 合格。 §2.8 軸的設(shè)計(jì) 1. 軸的材料：第一軸選用45鋼，并進(jìn)行調(diào)質(zhì)或正火處理，第二軸選用40Cr。 2. 估算軸的直徑。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表16—2 取 A1=112， A2=110 ∴ 第一軸： d1≥112*(6.98/360) 1/3=30.08 mm 第二軸： d2≥110*(6.49/360) 1/3=27.84 mm 3. 軸的強(qiáng)度校核。 ⑴ 第一軸。① 軸的結(jié)構(gòu)圖、空間受力圖、彎矩圖及扭矩圖。 A Q C D Fr1 B FRAz FRAy Ft1 FRBy (a) Fa1 FRBz A C 194427.27 D B 253357.88N?mm 242091.17N?mm (b) A C D B (c) 45687.9 N?mm A C D 199723.18N?mm 253357.88 N?mm 246364.6 N?mm (d) 185199.88N?mm A C (e) D B A C D B 50929.97 N?mm 251573.8 N?mm 258426.15 N?mm 206114.56 N?mm (f) ② 計(jì)算小錐齒輪受力。 Ft1=2TⅡ/dm1=5096.66 N F′=Ft*tgα=1855.03 N Fr1=F′*cosδ1=1311.7 N Fa1=F′*sinδ1=1311.7 N 又已知帶輪的直徑為200 mm，小錐齒輪平均直徑為72.675 mm，帶輪壓軸力為3534.2 N。 ③ 計(jì)算支成反力。 第一軸的空間受力圖如圖(a)所示，則該軸在xy平面內(nèi)的受力如下圖所示： A C D B FRAy Q Ft1 FRBy Fa1 對(duì)A點(diǎn)取矩得： Q*AC+Ft1*AD+Fa1*dm1/2—FRBy *AB=0 ∴ FRBy = 5667.6 N 對(duì)B點(diǎn)取矩得： FRAy *AB+Q*CB+Ft1*DB—Fa1*dm1/2=0 ∴ FRAy=2963.25 N 對(duì)D點(diǎn):左邊： FRAy*AD—Q*CD=194427.27 N?mm 右邊： FRAy*AD+Fa*dm1/2-Q*CD=242091.17N?mm 彎矩圖如圖b。 該軸在xz平面圖如下圖所示： A C D B FRAz Fr1 FRBz 對(duì)A取矩得： Fr1*AD—FRBz*AB=0 ∴ FRBz=1069.6 N 對(duì)B取矩得： FRAz*AB—Fr1*DB ∴ FRAz=242.11 N 彎矩圖如圖c。 則合成彎矩為： MD=(MxyD2+MxzD2)1/2=199723.18 N?mm MD′=246364.6 N?mm 合成彎矩圖如圖d。 扭矩： TD=Ft1*dm1/2=185199.88 N?mm 扭矩圖如圖e所示。 由于軸的材料為：45鋼，бB=600 Mpa ∴ 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表16—3得： [б+1]b=200 Mpa [б-1]b=55 Mpa ∴ α=55/200=0.275 ∴ 當(dāng)量扭矩αT=0.275*185199.88=50929.97 N?mm ∴當(dāng)量彎矩為： Mc′′=(Mc2+αT) 1/2=258426.15 N?mm MD′′=206114.56 N?mm MD′′′=251573.8 N?mm 當(dāng)量彎矩圖如圖 f所示。 a) 校核軸徑。 ∵ dc=(Mc′/0.1/[б-1]b) 1/3=36<44 mm dD=(MD′/0.1/[б-1]b) 1/3=35.76<44 mm ∴ 軸的強(qiáng)度符合要求。 ⑵．第二軸。 ① 軸的結(jié)構(gòu)圖、空間受力圖、彎矩圖及扭矩圖如下圖所示： Fa2 A C D Ft2 B FRAz FRAy Ft Fr Fr2 FRBz FRBy (a) 199545.81N?mm 151881.92 N?mm A C D B 139375N?mm (b) 17129.99N?mm A C D B 59312.5N?mm (c) 2002279.72N?mm 152844.87N?mm A C D B 151470.67N?mm (d) 171999.84 N?mm 185199.88N?mm A C D B (e) 206653.89 N?mm 161106.84 N?mm 50929.97N ?mm A C D B 158684.12N?mm (f) ② 計(jì)算齒輪受力。 錐齒輪： Ft2=5096.66 N Fr2=1311.7 N Fa2=1311.7 N 圓柱齒輪： Ft=2TⅢ/d1=3583.33 N Fr=Ft*tgα=1304.23 N ③ 計(jì)算支承力。 軸的空間受力圖如圖a所示，則該軸在xy平面內(nèi)的受力如下圖所示： Fa A C D Ft2 B FRAy Ft FRBy 對(duì)A點(diǎn)取矩得： FRBy*AB+Ft*AC—Ft2*AD+Fa2*dm2/2=0 ∴ FRBy=3871.63 N 對(duì)B點(diǎn)取矩得： FRAy*AB+Ft*CB—Ft2*DB—Fa2*dm2/2=0 ∴ FRAy=2230 N (方向與假設(shè)方向相反) 對(duì)D點(diǎn)： 左邊：FRAy*AD+Ft*CD=151881.916 N?mm 右邊：FRAy*AD+Ft*CD—Fa*dm2/2=104218.02N?mm 彎矩圖如圖b所示。 該軸在xz平面內(nèi)受力圖如下圖所示： Fr2 A FRAz C Fr D FRBz B 對(duì)B點(diǎn)取矩得：FRAz*AB+Fr*BC—Fr2*DB=0 ∴ FRAz=949.03 N (方向與假設(shè)方向相反?) 對(duì)A點(diǎn)取矩得：FRBz*AB—Fr2*AD+Fr*AC=0 ∴ FRBz=957.13 N 彎矩圖如圖c所示。 合成彎矩： MC=(1393752+59312.52) 1/2=151470.67 N?mm MD=(198789.62+39695.532)1/2=202714.18 N?mm MD′=(151125.722+39695.532) 1/2=156252.08 N?mm 合成彎矩圖如圖 d所示。 扭矩： TC=Ft*d1/2=171999.84 N?mm TD=Ft2*dm2/2=185199.84 N?mm 扭矩圖如圖e所示。 由于軸承材料為40Cr，бB=1000 Mpa ∴ 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表16—3得： [б+1]b=330 Mpa [ б-1]b=90 Mpa ∴ α =0.275 ∴αTC=47299.96 N?mm αTD=50929.97 N?mm ∴ 當(dāng)量彎矩為： MC′=(47299.962+151470.672) 1/2=158684.12 N?mm MD′=(152844.872+50929.972) 1/2=161106.84 N?mm MD′′=(200279.722+509269.972) 1/2=206653.89 N?mm 當(dāng)量彎矩圖如圖f所示。 ④ 校核軸徑。 ∵ dD=(MD′/0.1/[б-1]b) 1/3=28.42<44 mm ∴ 該軸的強(qiáng)度符合要求。 §2.9 軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 第一軸的軸承。 初選第一軸的軸承為：7407AC，其受力圖如下圖所示： Fs1 Fa1 Fs2 1 FR1 FR2 2 已知： Fa1=1311.7 N Fr1=1311.7 N Ft1=5096.66 N FR1y=2877.19 N FR1z=227.29 N FR2y=5753.67 N FR2z=1084.4 N ① 計(jì)算兩軸承受到的徑向載荷FR1，F(xiàn)R2。 FR1=(FR1y2+FR1z2) 1/2=2886.15 N FR2=(FR2y2+FR2z2) 1/2=5854.97 N ② 求兩軸承計(jì)算軸向力 FA1，F(xiàn)A2。 對(duì)于70000AC型軸承，按《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13—7 可得： 內(nèi)部軸向力 Fs=0.68FR ∴ Fs1=1962.58 N Fs2=3981.38 N Fa1+Fs1=3274.28 N<3981.38 N ∴ 1壓緊，2放松 ∴ FA1=Fs2—Fa1=2669.68 N FA2=Fs2=3981.38 N ③ 求兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P1，P2 已知： e=0.68 ∴ FA1/FR1=0.92>0.68=e FA2/FR2=0.68=e 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13—5查得： 軸承1： X1=0.41, Y1=0.87 軸承2： X2=1, Y2=0 由表13—6查得 fp=1.2—1.8，取 fp=1.2 ∴ P1=fp(X1*FR1+X2*FA1)=4207.13 N P2=fp(X2*FR2+X2*FA2)=7025.96 N ∴ P2>P1, 應(yīng)以軸承2的受力大小驗(yàn)算。 ④ 驗(yàn)算壽命。 ∵ Lh′=2*8*300*2=9600 h ∴ Lh=106/60n(c/P2)ε=20786 h>Lh′ 故 合 格。 2. 第二軸的軸承。 初選第二軸的軸承為：7407AC，其受力圖如下圖所示： Fs1 Fa2 Fs2 1 FR1 FR2 2 已知： Fa1=1311.7 N Fr1=1311.7 N Ft1=5096.66 N FR1y=2230 N FR1z=949.03 N FR2y=3871.63 N FR2z=957.13 N ① 計(jì)算兩軸承受到的徑向載荷FR1，F(xiàn)R2。 FR1=(FR1y2+FR1z2) 1/2=2423.54 N FR2=(FR2y2+FR2z2) 1/2=3988.18 N ② 求兩軸承計(jì)算軸向力 FA1，F(xiàn)A2 對(duì)于70000AC型軸承，按《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13—7 可得： 內(nèi)部軸向力 Fs=0.68FR ∴ Fs1=1648 N Fs2=2711.97 N Fa2+Fs2=4023.67 N>1648 N ∴ 1壓緊，2放松 ∴ FA1=Fs2+Fa2=4023.67 N FA2=Fs2=2711.97 N ③ 求兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P1，P2 已知： e=0.68 ∴ FA1/FR1=1.66>0.68=e FA2/FR2=0.68=e 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13—5查得： 軸承1： X1=0.41, Y1=0.87 軸承2： X2=1, Y2=0 由表13—6查得 fp=1.2—1.8，取 fp=1.2 ∴ P1=fp(X1*FR1+X2*FA1)=5364.01 N P2=fp(X2*FR2+X2*FA2)=4785.82 N ∴ P2Lh′ 故 合 格。 3．主軸軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算。 主軸的軸承由前軸承和后軸承組成，前軸承選用3182120型雙列圓柱滾子軸承，和兩個(gè)8120型推力球軸承 后軸承也選用3182116型雙列圓柱滾子軸承。 主軸軸承的校核： 已知： Lh′=2*8*300*2=9600 h 對(duì)前軸承： ① 雙列圓柱滾子軸承 ∵ 當(dāng)量動(dòng)載荷 P=Fr=Fr1+Fr2 其中Fr1為直齒圓柱齒輪所受徑向力等于1304.23 N Fr2為主軸所受的徑向切削力等于3836.56 N ∴ Fr=5140.79 N 而 P=Fr c=125000 N ε=10/3 ∴ Lh=106/60n(c/P)ε=0.46*107 h>9600 h 故 合格 ② 推力球軸承 其當(dāng)量動(dòng)載荷為P=Fa 而Fa=1957.8 N ∴ P=1957.8 N ∵ c=63400 N ε=3 ∴ Lh=106/60n(c/P)ε=3773290.9 h>9600h 故 合格 ③ 對(duì)后軸承： ∵ 當(dāng)量動(dòng)載荷 P=Fr=Fr1+Fr2 其中Fr1為直齒圓柱齒輪所受徑向力等于1304.23 N Fr2為主軸所受的徑向切削力等于3836.56 N ∴ Fr=5140.79 N 而 P=Fr c=94200 N ε=10/3 ∴ Lh=106/60n(c/P)ε=180230.24 h>9600 h ∴ 合格 故主軸軸承均符合要求。 §2.10 鍵強(qiáng)度的校核 鍵的材料均為：Q235 對(duì)1軸上的鍵： 帶輪： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》可查得： b=14 mm h=8 mm L=50 mm d=45 mm ∴ l=50—14=36 mm K=0.5h=4 mm 又由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得：[б]P=80 Mpa 且已知：T1=185200 N?mm ∴ бP=2*T1/k*l*d=50.8 Mpa<[б]P 故 強(qiáng)度合格 錐齒輪： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》可查得： b=12 mm h=8 mm L=45 mm d=44 mm ∴ l=45—12=33 mm K=0.5h=4 mm 又由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得：[б]P=80 Mpa 且已知：T1=185200 N?mm ∴ бP=2*T1/k*l*d=63.77 Mpa<[б]P 故 強(qiáng)度合格 對(duì)2軸上的鍵： 圓柱齒輪：由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》可查得： b=14 mm h=9 mm L=36 mm d=45 mm ∴ l=36—14=22 mm K=0.5h=4.5 mm 又由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得：[б]P=80 Mpa 且已知：T2=172.17 N?mm ∴ бP=2*T2/k*l*d=77.29 Mpa<[б]P 故 強(qiáng)度合格 錐齒輪： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》可查得： b=12 mm h=8 mm L=36 mm d=42 mm ∴ l=36—12=24 mm K=0.5h=4 mm 又由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得：[б]P=80 Mpa 且已知：T2=172.17 N?mm ∴ бP=2*T2/k*l*d=76.53 Mpa<[б]P 故 強(qiáng)度合格。 第三章 操作/使用說明 §3.1 基本要求 針對(duì)八軸轉(zhuǎn)塔型的數(shù)控機(jī)床，選擇合理的加工對(duì)象。由于這臺(tái)機(jī)床為立式加工中心，則其加工的典型零件是箱蓋，法蘭盤和蓋板等板類零件的一個(gè)面加工。它盡管沒有臥式機(jī)床那么大的適應(yīng)范圍，但對(duì)單面加工，由于機(jī)床價(jià)格便宜和工件在機(jī)床上安裝穩(wěn)定等特點(diǎn)，同樣取得很好的效果。為了充分發(fā)揮機(jī)床經(jīng)濟(jì)效益，建議生產(chǎn)管理部門在給這類機(jī)床安排加工工件是考慮以下一些原則： （1） 安排重復(fù)性加工的工件。它對(duì)每個(gè)新投產(chǎn)零件的準(zhǔn)備工時(shí)與機(jī)動(dòng)切削工時(shí)比較，所占比例較高。在反復(fù)使用時(shí)，生產(chǎn)周期可大大縮減，成本減少，取得更好經(jīng)濟(jì)效益。 （2） 加工工件批量應(yīng)大于經(jīng)濟(jì)批量。在普通機(jī)床上加工中小批量工件時(shí)，由于種種原因，純切削時(shí)間只能占實(shí)際工時(shí)的10％~20％，在使用數(shù)控機(jī)床時(shí)，使這比例可能上升到70％~80％，因此與普通設(shè)備加工對(duì)比，它的單件機(jī)動(dòng)工時(shí)要短的多，但準(zhǔn)備調(diào)整工時(shí)又往往要長的多，所以用于加工批量太小的工件是不經(jīng)濟(jì)的，而且生產(chǎn)周期也不一定縮短。 （3） 盡管發(fā)揮機(jī)床的各種工藝特點(diǎn)，盡可能安排一些有加工精度要求的銑、鏜、鉆鉸等綜合加工工藝內(nèi)容。 （4） 加工內(nèi)容要適合機(jī)床的能力，如孔加工尺寸一般不要大于機(jī)床自動(dòng)換刀裝置允許的最大尺寸。 （5） 考慮車間生產(chǎn)能力平衡。作為單臺(tái)機(jī)床不可能承擔(dān)一個(gè)零件的全部加工工序，必然要和其他設(shè)備的工序轉(zhuǎn)接，有生產(chǎn)節(jié)拍要求，所以安排工序時(shí)既要考慮發(fā)揮數(shù)控機(jī)床的特長，又要合理。 （6） 要根據(jù)加工工序的前后，一次性將刀具裝配好，以減少加工時(shí)間。 使用數(shù)控機(jī)床編制程序是重要的一個(gè)環(huán)節(jié)，編程方法主要分為自動(dòng)和手工兩類，手工編程是目前在國內(nèi)使用數(shù)控機(jī)床的一種基本方法。掌握手工編程首先要了解以下內(nèi)容： （1） 掌握程序編制所需的文字、地址、代碼等指令的含義。 （2） 掌握程序編制的規(guī)格，即各指令和代碼的使用方法和組合形狀等/ （3） 了解工件在數(shù)控設(shè)備上加工內(nèi)容的全部工藝過程和數(shù)控設(shè)備的各種操作要求和細(xì)節(jié)。 （4） 用已掌握的代碼、指令等，按程序編制規(guī)則規(guī)