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沈陽理工大學學士學位論文 1 第 1 章 球面車削專用設(shè)備總體設(shè)計 1 1 被加工零件方案設(shè)計分析 本次畢業(yè)設(shè)計我的課題是 球面車削專用設(shè)備設(shè)計 指定的被加工零件為 螺桿 保護帽 零件圖見圖 工件的材料為 鋼 被加工的部位是 R90 的球面 要求加工 45 后表面粗糙度達到 Ra6 3 年生產(chǎn)率為 50 萬件 由于其表面粗糙度要求不高 因此采 用粗車加工一次走刀完成 1 2 機床的運動的確定 一般來說 工藝方法決定機床的運動 由上述分析確定出主軸回轉(zhuǎn)為主運動 由 主電動機帶動 經(jīng)床頭箱中齒輪傳動形成 4 級轉(zhuǎn)速 縱向進給液壓缸及橫向進給液壓 缸形成縱 橫兩方向運動 由液壓泵電機帶動 1 3 機床主要技術(shù)參數(shù)的確定 1 3 1 主軸轉(zhuǎn)速的確定 專用機床用于完成特定的工藝 當該工藝長期穩(wěn)定時 主軸只需一種固定的轉(zhuǎn)速 但某些專用機床為了工藝上有靈活性和留有一定的技術(shù)儲備 適應(yīng)工藝的改變 采用 先進刀具 加工其它類似的零件等 也要求主軸變速 但一般變速級數(shù)不多 因此 轉(zhuǎn)速范圍初定為 350 700r min 1 3 2 進給量的確定 由于主軸轉(zhuǎn)速為等比數(shù)列 因此進給量也為等比數(shù)列排布 該工序為粗車 由 新編車工計算手冊 表 4 1 取最大進給量 0 9mm r 最小進給量為 0 6mm rmasf minf 1 3 3 主運動驅(qū)動電動機功率的確定 電動機功率是計算機床零件和決定結(jié)構(gòu)尺寸的主要依據(jù) 機床主運動驅(qū)動電動機 功率 常采用計算和統(tǒng)計分析相結(jié)合的方法來確定 這里主要依據(jù)計算法 機床主運動驅(qū)動電動機的功率 N 為 N 切N空 附 式中 消耗于切削的功率 又稱為有效工率 千瓦 切 沈陽理工大學學士學位論文 2 950平 均kd 空載功率 千瓦 空N 載荷附加功率 千瓦 附 V 6000切 zp式中 切削力的切削分力 牛 z Pa f 2000 5 0 4 4000 牛zp V 切削速度 米 分 V 6000 4000 100 6000 6 7 千瓦切Nz 2 空載功率 包括傳動件摩擦 克服空氣阻力等消耗的功率 它與有無載荷以及空載荷的大小 無關(guān) 而隨傳動件的增加而增大 空N C 千瓦 ni 主 式中 K 系數(shù) K 30 50 之間 其中較小的值用于潤滑良好 運轉(zhuǎn)靈活的傳動件 取 K 35 除主軸外所有傳動軸軸頸的平均直徑 厘米 平 均d 4 4 2 4 厘米 平 均 參加空運轉(zhuǎn)的各傳動軸轉(zhuǎn)速之和 轉(zhuǎn) 分 ni 空運轉(zhuǎn)時主軸轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn) 分 700 轉(zhuǎn) 分 主 主n C 系數(shù) C 1c 平 均主d 系數(shù) 對于滾動軸承 1 5 1c1c 主軸直徑 厘米 取 9 厘米主d主 所以 C 1 5 9 4 3 375 因此 35 4 1187 3 375 700 955000 0 52 千瓦 空N 沈陽理工大學學士學位論文 3 3 載荷附加功率 是指加上切削載荷后所增加的傳動件摩擦功率 它隨切削功率附N 的增加而增大 附N 切 切 式中 主傳動鏈的機械效率 因此 主傳動驅(qū)動電動機功率為 N 切N附 空 切 空N 切 切 N 切 空 粗略計算可用經(jīng)驗公式 N 床切n 式中 機床總機械效率 對于主運動為回轉(zhuǎn)運動的機床床 0 7 0 85床 則 N 9 58 千瓦 床切 n7 06 由 中小型電機選型手冊 表 3 8 選取主運動驅(qū)動電動機為 Y180M 8 型 功率 11KW 轉(zhuǎn) 速 727r min 效率 87 5 功率因數(shù) 0 85 額定轉(zhuǎn)矩 1 8N mm 額定電流 6 0A 凈重 150kg 第二章 主傳動設(shè)計 2 1 主傳動的運動設(shè)計 機床的主傳動系因機床的類型 性能 規(guī)格尺寸等因數(shù)的不同 應(yīng)滿足的要求也 不一樣 設(shè)計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟 合理的方式滿足既定的要 沈陽理工大學學士學位論文 4 求 在設(shè)計時應(yīng)結(jié)合具體機床進行具體分析 一般應(yīng)滿足下述基本要求 1 滿足機床使用性能要求 首先應(yīng)滿足機床的運動特性 如機床的主軸有足夠的轉(zhuǎn) 速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù) 對于主傳動為直線運動的機床 則有足夠的每分鐘雙行程數(shù)范圍 及邊速級數(shù) 傳動系設(shè)計合理 操作方便靈活 迅速 安全可靠等 2 滿足機床傳遞力要求 主電動機和傳動機構(gòu)能提供和傳遞足夠的功率和扭矩 具 有較高的傳動效率 3 滿足機床的工作性能的要求 主傳動中所有零 部件要有足夠的剛度 精度和抗 振性 熱變形特性穩(wěn)定 4 滿足產(chǎn)品設(shè)計經(jīng)濟性的要求 傳動鏈盡可能簡短 零件數(shù)目要少 以便節(jié)省材料 降低成本 5 調(diào)整維修方便 結(jié)構(gòu)簡單 合理 便于加工和裝配 防護性能好 使用壽命長 2 1 1 選定公比 1 本次課題中被加工的零件 螺桿保護帽 的年產(chǎn)量為 50 萬件 屬于大批量生產(chǎn) 對于此類專用機床 公比應(yīng)取小一些 所以取公比 為 1 26 由前提可知 最高轉(zhuǎn)速為 700r min masn 最低轉(zhuǎn)速為 350r min i 則變速范圍為 700 250 2nRmasin 則變速級數(shù)為 Z 1 4 gl 按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為 350 441 556 700r min 2 選擇結(jié)構(gòu)式 1 確定變速組的數(shù)目和各變速組中傳動副的數(shù)目 4 2 2 共需要兩個變速組 2 確定不同傳動副數(shù)的各變數(shù)組的排列次序 根據(jù) 前多后少 的原則 選擇 4 2 2 的方案 3 確定變速組的擴大順序 根據(jù) 前密后疏 的原則 選擇 4 2 2 的結(jié)構(gòu)式1 沈陽理工大學學士學位論文 5 4 驗算變速組的變速范圍 最后擴大組的變速 r 1 26 1 5876 8 在允許的變速范圍之 jP 1 2 1 內(nèi) 因此選擇的公比合理 3 分配各變速組的傳動比 根據(jù) 前緊后松 前緩后急 的原則 確定各變速組的最小傳動比 一般最后擴 大組取極限傳動比 各變速組所取最小傳動比如下 軸之間 軸之間 minU 1minU21 4 畫轉(zhuǎn)速圖 2 1 2 齒輪齒數(shù)的計算 根據(jù)各傳動副的傳動比 由 機械制造裝備設(shè)計 表 3 6 確定各齒輪齒數(shù) 軸之間 11u 26 2u 取 38 86 則 48 1zzs 1 43 86 則 432z 2 軸之間 11u2 5876 2u 取 34 88 則 54 1zzs 1 沈陽理工大學學士學位論文 6 44 88 則 442zzs 2 2 2 主傳動的結(jié)構(gòu)設(shè)計 機床的主傳動是用來實現(xiàn)機床主運動的 它對機床的使用性能 結(jié)構(gòu)和制造成本 都有明顯的影響 因此 在設(shè)計機床的過程中必須給予充分的重視 主傳動包括從動力源 電動機 至機床工作的執(zhí)行件 主軸或工作臺 等幾部分 組成 1 定比傳動機構(gòu) 即具有固定的傳動比的傳動機構(gòu) 用來實現(xiàn)降速或升速 一般常用齒輪 膠帶及 鏈傳動等 有時也可采用聯(lián)軸帶直接傳動 本次課題中主電機與 軸采用帶傳動 其 余各軸間采用齒輪傳動 2 變速裝置 機床中的變速裝置有齒輪變速機構(gòu) 機械無級變速機構(gòu)以及液壓無級變速裝置等 本課題采用兩個雙列滑移齒輪變速 3 主軸組件 機床的主軸組件是執(zhí)行件 它由主軸 主軸支承和安裝在主軸上的傳動件等組成 本課題中主軸及與其相配的軸承和齒輪等見圖 4 開 停裝置 用來控制機床主運動執(zhí)行件 如主軸 的啟動和停止 通常采用離合器或直接開 停電動機 本課題采用在電動機不停的狀態(tài)下通斷一個電磁離合器的方法來實現(xiàn)主軸 的開 停 5 制動裝置 用來使機床主運動執(zhí)行件 如主軸 盡快的停止運動 以減少輔助時間 通常采 用機械的 液壓的 電氣的或電動機的制動方式 本課題在傳動軸上安裝一個電磁式 制動器來實現(xiàn)主軸的制動 6 操作機構(gòu) 機床的開 停 變速 制動等都需要通過操作機構(gòu)來控制 本課題中機床的變速 采用撥叉撥動滑移齒輪來實現(xiàn) 而開 停及制動均采用操作面板上的按鈕來控制相應(yīng) 的電磁閥來實現(xiàn) 沈陽理工大學學士學位論文 7 7 潤滑與密封裝置 為了保證主傳動裝置的正常工作和使用壽命 機床須配有良好的潤滑裝置與可靠 的密封裝置 8 箱體 用來安裝上述各組成部分 2 3 各齒輪的設(shè)計計算 2 3 1 齒輪接觸疲勞強度計算 34 541z2ztd1 32 4 Htuk 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1 1 32 tk 2 計算小齒輪名義轉(zhuǎn)速 T 9 55 10 9 55 10 N mm 1 023 10 N mm1 61np 6705 5 3 查表 0 8 齒寬系數(shù) d 4 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 2 5Hz 5 由表 12 12 查取彈性系數(shù) 189 8EzMpa 6 由圖 12 20 和圖 12 21 查得 590mpa 480mpa 1Hjim 2limH 450mpa 390mpaliFliF 7 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 60 kth 60 700 1 2 8 300 10 2 016 101Nn 9 1 6 102u5 06 99 沈陽理工大學學士學位論文 8 8 由圖 12 22 查取接觸疲勞強度壽命系數(shù) 1 11Nz2Nz 9 計算許用應(yīng)力 取失效概率為 1 接觸疲勞強度最小安全系數(shù) 1Hs 590mpa1 H NhSz1lim590 480mpa2 Hs2li48 2 設(shè)計計算 1 計算小齒輪分度圓直徑 d t1 83 533mmtd1 3 224806 0 8 195 23 5 2 圓周速度 v 3 06m st106 nt 106753 4 3 確定載荷系數(shù) 1Ak 1 HF 1 14 0 17 46 062 sk mk tb 所以 1 14 0 17 1 31HFs 39 07 0 01931k2 所以 1 1 61874v 26 10 324 19 06 473 9 k 1 1 61874 1 31 1 2 12AkV H 4 按實際載荷系數(shù)校正小齒輪分度圓直徑計算值 沈陽理工大學學士學位論文 9 83 533 98 323mm1dt3tk 3 12 2 3 2 確定主要幾何參數(shù)和尺寸 1 模數(shù) m 2 89 取整標準值為 m 31z342 98 2 分度圓直徑 m 3 34 102mmd1 m 3 54 162mm2z 3 中心矩 a 0 5m 0 5 3 34 54 132mm1 4 齒寬 取 30mm1b2 同理 44 44z 1 023 N mm1T 50 2 016N291 80 4259mmtd1 235 480 19 8 03 2 95m stv61 nt 16729 4 1 0 0193 1 696vk02 4731 9 2 1 05 3 k 1 1 696 1 31 1 2 22176AV H k 80 4259 96 16mm1dt3t 3 176 1 模數(shù) m 2 4 取 m 3 1z4 96 2 分度圓直徑 m 3 44 132mmd1z 沈陽理工大學學士學位論文 10 m 3 44 132mm2dz 3 中心矩 a 0 5m 0 5 3 44 44 132mm1 4 齒寬 取 30mm1b2 38 481z 1 023 N mmT 50 2 016 1 61N92N1 069 9 83 533mmtd1 235 480 5 6 8 032 2 95m stv61nt 1670 4 1 0 0193 1 49vk02 4731 9 2 6 1 095 28 k 1 1 49 1 31 1 1 9519AV H k 96 16 114 7mm1dt3t3 1956 1 模數(shù) m 3 01 取 m 3 1z874 2 分度圓直徑 m 3 38 114mmd1z m 3 48 144mm2 3 中心距 a 0 5m 0 5 3 38 48 129mm1z 4 齒寬 取 30mm1b2 43 431z 1 023 N mmT 50 沈陽理工大學學士學位論文 11 2 016 1N2 910 80 4259mmtd1 235 480 19 8 3 2 95m stv061 nt 106729 4 1 0 0193 1 696vk2 4731 9 2 1 5 8 k 1 1 696 1 31 1 2 22176AV H k 80 4259 96 16mm1dt3t 3 176 1 模數(shù) m 2 32 取 m 3 1z46 9 2 分度圓直徑 m 3 43 129mmd1z m 3 43 129mm2 3 中心距 a 0 5m 0 5 3 43 43 129mm1z 4 齒寬 取 30mm1b2 2 4 主軸組件的設(shè)計 2 4 1 主軸組件的功用 主軸組件是機床的執(zhí)行件 它的功用是支承并帶動工件或刀具 完成表面成形運 動 同時還起到傳遞運動和扭矩 承受切削力和驅(qū)動力的作用 由于主軸組件的工作 性能直接影響到機床的加工質(zhì)量和生產(chǎn)率 因此它是機床中的一個關(guān)鍵組件 2 4 2 主軸組件的基本要求 對主軸組件總的要求是 保證在一定的載荷與轉(zhuǎn)速下 帶動工件或刀具精確而穩(wěn) 定的繞其軸心線旋轉(zhuǎn) 并長期的保持這種性能 為此 主軸組件應(yīng)滿足旋轉(zhuǎn)精度 剛 度 抗振性 溫升及熱變形 精度保持性等方面的基本要求 沈陽理工大學學士學位論文 12 2 4 3 主軸組件的布局 為提高剛度和抗振性 主軸組件采用三支承主軸軸承的配置型式 主軸前支承采 用雙列向心短圓柱滾子軸承和兩個推力球軸承組合而成 松開右端螺母和左端緊定螺 釘 擰動螺母 就可以調(diào)整軸承的徑向間隙或欲緊程度 同時兩推力球軸承也得到欲 加負荷 調(diào)整后 擰緊螺母 并略松螺母使推力球軸承有適當間隙 最后將螺釘鎖緊 后軸承也采用雙列向心短圓柱滾子軸承 間隙用螺母調(diào)整 由螺釘鎖緊 用一只單列 向心短圓柱滾子軸承作為中間輔助支承 主軸上的兩個傳動齒輪布置在前中支承之間 為了減少主軸的彎曲變形和扭矩變 形 盡可能縮短主軸受扭部分的長度 且將傳遞扭矩較大的齒輪放在靠近前支承端 2 4 4 主軸的設(shè)計計算 1 由 金屬切削機床設(shè)計 表 5 5 選取主軸材料牌號為 45 鋼 調(diào)質(zhì)熱處理 硬度為 HB220 250 許用彎曲應(yīng)力 55Mpa1 b 2 由表 5 12 選取主軸前徑直徑 110mmD 則主軸后軸徑為 0 7 0 8 0 7 110 77mm21 主軸的平均直徑為 93 5mm21 70 取主軸的孔徑為 d 60mm 校核壁厚 0 64 在 0 6 0 65 在范圍內(nèi) 所以主軸壁厚合格 Dd5 936 3 主軸前端懸伸量 a 的確定 主軸懸伸量 a 指的是主軸前端面到前軸承徑向反力作用 中點或前徑向支承中點 的距離 它主要取決于主軸端部的結(jié)構(gòu) 前支承配置和密封裝置的形式和尺寸 由結(jié) 構(gòu)設(shè)計確定 由于前端懸伸量對主軸部件的剛度 抗振性的影響很大 因此在滿足結(jié) 構(gòu)要求的前提下 設(shè)計時應(yīng)盡量縮短該懸伸量 由表 5 14 選取類型 即 1 1 1Da 則懸伸量 a 1 1 93 5 102 85mm 4 主軸主要支承間跨距 L 的確定 沈陽理工大學學士學位論文 13 合理確定主軸主要支承見間的跨距 L 是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一 支承跨距越小 主軸的彎曲變形固然較小 但因支承變形引起主軸前軸端的位移量增 大 反之 支承跨距過大 支承變形引起主軸前軸端的位移量盡管減小了 但主軸的 彎曲變形增大 也會引起主軸前端較大的位移 因此存在一個最佳跨距 在該跨距0L 時 因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前端的總位移量為最小 一般取 2 3 5 但是在實際結(jié)構(gòu)設(shè)計時 由于結(jié)構(gòu)上的原因 以及支承剛度因磨損會不斷降低 主軸 主要支承間的實際跨距 L 往往大于上述最佳跨距 0L 5 主軸傳動件位置的合理布局 1 傳動件在主軸上軸向位置的合理布局 合理布置傳動件在主軸上的軸向位置 可以改善主軸的受力情況 減小主軸變形 提高主軸的抗振性 合理布置的原則是傳動力引起的主軸彎曲變形要小 引起主軸前 軸端在影響加工精度敏感方向上的位移要小 因此主軸上傳動件軸向布置時 應(yīng)盡量 靠近前支承 有多個傳動件時 其中最大傳動件應(yīng)靠近前支承 2 驅(qū)動主軸的傳動軸位置的合理布局 主軸受到的驅(qū)動力相對于切削力的方向取決于驅(qū)動主軸的傳動軸位置 應(yīng)盡可能 將該驅(qū)動軸布置在合適的位置 使驅(qū)動力引起的主軸變形可抵消一部分因切削力引起 的主軸軸端精度敏感方向的位移 6 按彎扭合成強度校核軸的強度 1 繪制軸受力簡圖 圖 a 2 繪制垂直面彎矩圖 圖 b 軸承支承反力 181 4NRAVFLdra2 15 02 6374 1016 181 4 1197 4NBrRAV 計算彎矩 截面 c 右側(cè)彎矩 1197 4 90 37N mcvMRBVF2L215 0 沈陽理工大學學士學位論文 14 截面 c 左側(cè)彎矩 181 4 13 69N m cvMRAVF2L215 0 3 繪制水平彎矩圖 圖 c 軸支承反力 1393NRAHBt786 截面 c 處彎矩 1393 109 35N mCF2L15 0 4 繪制合成彎矩圖 圖 d 148 4N mCM22CHV 2235 1097 121 43N m 6 5 繪制轉(zhuǎn)矩圖 圖 e T 9 55 9 55 297 14N mnp310 3501 6 繪制當量彎矩圖 圖 f 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力按脈動循環(huán)變化 取 0 6 截面 c 處的當量彎矩為 ecM 237 62N m22 TMc 22 14 976 0 4 18 7 校核危險截面的強度 e 31 0dec3901 627 3 25Mpa 55Mpa 沈陽理工大學學士學位論文 15 2 5 傳動軸的設(shè)計計算 1 軸直徑的計算 D 108 108 37 3mm 取 D 40mm4np4701 2 軸直徑的計算 D 108 108 37 3mm 取 D 40mm4np4701 第三章 主軸箱展開圖的設(shè)計 主軸箱展開圖是反應(yīng)各個零件的相互關(guān)系 結(jié)構(gòu)形狀以及尺寸的圖紙 并以此為 依據(jù)繪制零件工作圖 3 1 各零件結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計 3 1 1 設(shè)計內(nèi)容和步驟 通過繪圖設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)尺寸以及選出軸承的型號 確定軸的支點距離和軸上零件 力的作用點 計算軸的強度和軸承的壽命 3 1 2 有關(guān)零件結(jié)構(gòu)和尺寸的確定 傳動零件 軸 軸承是主軸部件的主要零件 其他零件的結(jié)構(gòu)尺寸是根據(jù)主要零件的 位置和結(jié)構(gòu)而定 1 傳動軸的估算 沈陽理工大學學士學位論文 16 見前一節(jié) 2 齒輪相關(guān)尺寸的計算 齒寬影響齒的強度 輪齒越寬承載能力越高 但如果太寬 由于齒輪的制造誤 差和軸的變形 可能接觸不均 反而容易引起振動和噪聲 一般取齒寬系數(shù) 6 10 m 這里取齒寬系數(shù) 10 則齒寬 B X m 10 x3 30mm 各m m m 個齒輪的齒厚確定如表 3 1 表 3 1 各齒輪的齒厚 齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 齒厚 25 20 35 30 35 30 30 30 由計算公式 齒頂 12 2 adzmhdzh 齒根 得到下列尺寸表0 5f c 齒輪的直徑?jīng)Q定了各軸之間的尺寸 各主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如下表 3 2 表 3 2 各齒輪的直徑 齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 分度圓直徑 mm 48 136 225 90 144 171 66 249 齒頂圓直徑 mm 52 140 231 96 150 177 72 255 齒根圓直徑 mm 43 131 217 5 82 5 136 5 163 5 58 5 241 5 由表 3 2 可以計算出各軸之間的距離 現(xiàn)將它們列出如表 3 3 所示 表 3 3 各軸的中心距 軸 I II II III 距離 230 160 沈陽理工大學學士學位論文 17 3 確定齒輪的軸向布置 為避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對齒輪同時嚙合 兩個固定齒輪的間距應(yīng)大于滑 移齒輪的寬度 一般留有間隙 1 2mm 所以首先設(shè)計滑移齒輪 II 軸上的滑移齒輪的兩個齒輪輪齒之間必須留有用于齒輪加工的間隙 插齒時 當 模數(shù)在 1 2mm 范圍內(nèi)時 間隙必須不小于 5mm 當模數(shù)在 2 5 4mm 范圍內(nèi)時 間隙必 須不小于 6 mm 且應(yīng)留有足夠的空間滑移 據(jù)此選出三片齒輪間的間隙分別為 d1 17 5mm d2 15mm 由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的兩個齒輪間的距離至少 是 60mm 現(xiàn)取齒輪間的間距為 64mm 和 70mm 4 軸承的選擇及其配置 主軸組件的滾動軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承 又要有承受兩個方向軸向載荷 的推力軸承 軸承類型及型號選用主要根據(jù)主軸的剛度 承載能力 轉(zhuǎn)速 抗振性及 結(jié)構(gòu)要求合理的進行選定 同樣尺寸的軸承 線接觸的磙子軸承比點接觸的球軸承的剛度要高 但極限轉(zhuǎn)速要低 多個軸承的承載能力比單個軸承的承載能力要大 不同軸承承受載荷類型及大小不同 為了 提高主軸組件的剛度 通常采用輕型或特輕型系列軸承 通常情況下 中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承 或者成對圓 錐滾子軸承 其結(jié)構(gòu)簡單 但是極限轉(zhuǎn)速較低 高速輕載采用成組角接觸球軸承 根 據(jù)軸向載荷的大小分別選用 25 度或 15 度的接觸角 軸向載荷為主且精度要求不高時 選用推力軸承配深溝球軸承 精度要求較高時 選用向心推力軸承 本設(shè)計的主軸不僅有剛度高的要求 而且有轉(zhuǎn)速高的要求 所以在選擇主軸軸承時 剛度和速度這兩各方面必須考慮 3 1 3 各軸結(jié)構(gòu)的設(shè)計 軸的一端與帶輪相連 將 軸的結(jié)構(gòu)草圖繪制如圖 3 2 沈陽理工大學學士學位論文 18 圖 3 2 軸其結(jié)構(gòu)完全按標準確定 根據(jù)其周詳?shù)某叽缈蓪⒔Y(jié)構(gòu)簡圖繪制如圖 3 3 所示 圖 3 3 3 1 4 主軸組件的剛度和剛度損失的計算 最佳跨距的確定 取彈性模量 E N D 90 65 2 77 5mm 52 10 2m 主軸截面慣距 464 1 0DdI 截面面積 A 3459 9 2 主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 5950 120 nPMNm 20645 nzFN 18Yz 故總切削力為 28 17zyF 估算時 暫取 即取 270mm0 3 La 前后支承支反力 16 2RN 954b 沈陽理工大學學士學位論文 19 取 1033000N mmak 53 6710 bNm 3 8aEIK 則 0 2 5L 則 225mm 因在上式計算中 忽略了 ys 的影響 故 225mm0L 主軸端部撓度的計算 已知齒輪最少齒數(shù)為 30 模數(shù)為 3 則分度圓直徑為 90mm 則齒輪的圓周力 2max 91pTdN 徑向力 0 54 rt 則傳動力在水平面和垂直面內(nèi)有分力為 水平面 273 HQN 垂直面 451v 去計算齒輪與前支承的距離為 66mm 其與后支承的距離為 384mm 切削力的計算 已知車床拖板最大回轉(zhuǎn)直徑 max40D 則主切削力 130vcpN 徑向切削力 56h 軸向切削力 48 rc 當量切削力的計算 P a B a 3639 對于車床 B 0 4 160mmmaxD 則水平面內(nèi) 189 5hpN 垂直面內(nèi) 2736v 沈陽理工大學學士學位論文 20 主軸端部的撓度計算 3 221 1 paLaaYEIAKL 38 1960phYm 35 70pvm 傳動力的作用下 主軸端位移的計算公式見下式 21 6QbcLababEIkLK 式中 號表示位移方向上與力反向 b 表示齒輪與前支承的距離 c 表示齒輪與 后支承的距離 將各值帶入 得 34 071QhY 3 8610QvY 水平面內(nèi) 3 890Hm 垂直面內(nèi) v 則主軸最大端位移為 3max4 1Y 已知主軸最大端位移許用值為 0 0002L 0 09mm y 則 符合要求 maxY y 主軸傾角的驗算 在切削力 p 的作用下主軸前軸承處的傾角為 水平面 57 10rad3HhLaEI 垂直面內(nèi) 49Vp 傳動力 Q 作用下主軸傾角為 水平面內(nèi) rad53 86710H 垂直面內(nèi) rad4 則主軸前軸承處的角為 53 210radHPQH 垂直面內(nèi) rad51 VPQV 故符合要求 25max3 70radH 沈陽理工大學學士學位論文 21 3 1 5 軸承的校核 齒輪受切向力 291teFN 徑向力 切削力 F 1310N 徑向切削力0 54 rp 0 56rFpN 軸向切削力 轉(zhuǎn)速 n 4000r min d 90mm 38a 垂直面內(nèi)的受力分析 1621 4750rervFN 238rr 水平面內(nèi)的受力分析 19042615 05rterhFN 2 39rtr 故合力 163 7rFN 298r 求兩軸承的軸向力 對 70000AC 型軸承 drFe 110 678 23drrFeFN 229rr12 ad 287FN 103 012ac 兩次計算的差值不大 因此 確定 2879 46a 120 68e 當量動載荷 沈陽理工大學學士學位論文 22 1137 05926arFe 1128 ar 對兩軸承取 X 1 Y 0 X 1 Y 0 由載荷性質(zhì) 輕載有沖擊故取 1 5pf 當量載荷 11 5263 79 6prfXFN 2281r 因為 所以可知其壽命12p 610 436hcLhnp 軸承也符合剛度要求 3 2 裝配圖的設(shè)計 根據(jù)主軸展開圖第一階段的設(shè)計 已將主軸部件的各個部分的零件確定下來 展開 圖在設(shè)計中附 第 4 章 液壓進給機構(gòu)設(shè)計 4 1 進給機構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計 進給傳動有機械 液壓與電氣等方式 機械傳動方式簡單可靠 目前在機床上用 得最多 但是 由于液壓傳動工作平穩(wěn) 在工作過程中能無級變速 便于實現(xiàn)自動化 能很方便地實現(xiàn)頻繁往復運動 在同等功率情況下 液壓傳動裝置的體積小 重量輕 機構(gòu)進湊 慣性小 動作靈敏 因此 目前在機床的進給傳動中得到廣泛應(yīng)用 本機床 的進給機構(gòu)就采用液壓傳動 4 2 縱向進給液壓缸性能參數(shù)的計算 沈陽理工大學學士學位論文 23 4 2 1 縱向進給液壓缸主要尺寸的確定 1 縱向進給液壓缸工作壓力的確定 液壓缸工作壓力主要根據(jù)液壓設(shè)備的類型來確定 對不同用途的液壓設(shè)備 由于工 作條件不同 通常采用的壓力范圍也不同 設(shè)計時 可用類比法來確定 縱向進給液壓缸的工作壓力初步確定為 2 1paMP 2 液壓缸內(nèi)徑 D 和活塞桿直徑 d 的確定 F P cm 式中 F 作用在活塞上的最大機械載荷 F 約為 2000N P 作用在活塞上的實際工作載荷 液壓缸的機械效率 一般 0 9 0 97 取 0 95cm cm cm 則 P 2105NcF 95 02 又 P 12 4pdD 按液壓缸工作壓力 2 選取 0 48aMPDd 則 2105 5 得 D 48 34mm22 48 0 經(jīng)圓整取液壓缸內(nèi)徑 D 50mm 則活塞桿直徑 d 0 48D 0 48 50 24mm 3 縱向進給液壓缸壁厚 和外徑 的計算1D 液壓缸的壁厚 由液壓缸的強度條件來計算 液壓缸的壁厚一般是指缸筒結(jié) 構(gòu)中最薄處的厚度 從材料力學可知 液壓缸的壁厚可按下面的公式計算 14 0 2 yp 式中 液壓缸壁厚 mm D 液壓缸內(nèi)徑 mm Py 試驗壓力 一般取最大工作壓力的 1 25 1 5 倍 取 Py 1 3P 1 3 2 2 6 aMP 沈陽理工大學學士學位論文 24 缸筒材料的許用應(yīng)力 其值為 鍛鋼 110 120 鑄鋼 aMP 100 110 無縫鋼管 100 110 高強度鑄鐵aMP 60 灰鑄鐵 25 夾緊缸缸體材料為 45 鋼 采用 a 模鍛進行鍛造 其許用應(yīng)力 115 P 則 mm13 9 6 24015 2 取壁厚 10mm 則缸筒外徑 50 10 2 70mm 1D 4 縱向進給液壓缸工作行程的確定 液壓缸工作行程長度 可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程來確定 本機床液壓缸 的實際工作最大行程為 600mm 因此它的工作行程為 600mm 5 縱向進給液壓缸缸蓋厚度的確定 一般液壓缸多為平底缸蓋 其有效厚度 t 按強度要求可用下面公式進行近似計算 yPDt243 0 式中 t 缸蓋有效厚度 mm D2 缸蓋止口內(nèi)徑 mm 取 D2 50mm d0 缸蓋孔的直徑 mm 缸蓋材料的許用應(yīng)力 其材料為 HT200 25 aMP 夾緊缸缸蓋無孔 按公式 2 10 計算得 mm5 1426 5043 t 取 t 15mm 5 縱向進給液壓缸缸體長度的確定 液壓缸缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和 缸體外形長度還要考慮 到兩端端蓋的厚度 一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的 20 30 倍 因此取縱向液壓 沈陽理工大學學士學位論文 25 缸缸體長度 L 為 800mm 4 2 2 縱向進給液壓缸活塞桿的穩(wěn)定性驗算和強度校核 1 活塞桿的穩(wěn)定性驗算 根據(jù)材料力學的理論 一根受壓的細長直桿 在其軸向負載 Fr超過穩(wěn)定性臨界力 Fk 時 失去原有直線狀態(tài)下的平衡 稱為失穩(wěn) 因此 受軸向壓力的活塞桿的穩(wěn)定條件可表示為 krF 式中 穩(wěn)定性安全系數(shù) 一般取 2 4 本設(shè)計取 2 K K K 活塞桿的臨界力 Fk 可按材料力學中下面公式計算 1068N2 lEIFK 22 51 39 04 3 2000 534N068 因此活塞穩(wěn)定性合格 2 活塞桿強度校核 活塞桿強度的計算可由下面公式算出 421dFR 式中 d1 空心活塞桿內(nèi)徑 對實心活塞桿 d1 0 活塞桿材料的許用應(yīng)力 其材料為 45 鋼 則 270 aMP 則 27007 425 aMP a 因此 活塞桿的強度滿足要求 4 3 橫向進給液壓缸主要參數(shù)的確定 根據(jù)縱向進給液壓缸的設(shè)計要求 可以算出橫向進給液壓的主要參數(shù)如下 橫向進給液壓缸的工作壓力 P 1 5MPa 橫向進給液壓缸內(nèi)徑 D 45mm 活塞桿直徑 d 20mm 沈陽理工大學學士學位論文 26 橫向進給液壓缸壁厚 8mm 外徑 56mm1D 橫向進給液壓缸工作行程為 60mm 橫向進給液壓缸缸蓋厚度 t 14mm 橫向進給液壓缸缸體長度 L 200mm 第 5 章 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 5 1 液壓系統(tǒng)的組成 本液壓系統(tǒng)由從縱向進給液壓缸及橫向進給液壓缸兩大部分組成 液壓油從油缸 流出后進入濾油器從而進入液壓泵 由液壓泵打出的油經(jīng)溢流閥調(diào)節(jié)壓力 其壓力的 調(diào)節(jié)結(jié)果可由壓力表查出 為防止油液倒流 用單向閥形成背壓 經(jīng)過單向閥后 油 路一分為二 分別進入縱向進給液壓缸部分和橫向進給液壓缸部分 5 2 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 液壓缸主要尺寸確定以后 就進行各部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計 主要包括 缸體與缸蓋的連 接結(jié)構(gòu) 活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu) 活塞桿導向部分結(jié)構(gòu) 密封裝置 緩沖裝置 排 氣裝置及液壓缸的安裝連接結(jié)構(gòu)等 由于工作條件不同 結(jié)構(gòu)形式也各不相同 設(shè)計時 根據(jù)具體情況進行選擇 1 缸體與缸蓋的聯(lián)接形式 缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力 缸體材料以及工作條件有關(guān) 本次設(shè)計采 用法蘭連接 在鋼管的缸體上焊接上法蘭盤 再用螺釘與端蓋固緊 這種連接結(jié)構(gòu)簡 單 加工和裝拆都很方便 2 活塞與活塞桿的聯(lián)接 活塞與活塞桿的聯(lián)接主要有螺紋聯(lián)接和卡鍵聯(lián)接兩種 本設(shè)計采用卡鍵聯(lián)接 這 種聯(lián)接的方法可以使活塞在活塞桿上浮動 使活塞與缸體不易卡住 它比螺紋聯(lián)接要 好 但結(jié)構(gòu)稍微復雜 3 活塞桿導向部分的結(jié)構(gòu) 活塞桿導向部分的結(jié)構(gòu) 包括活塞桿與端蓋導向套的結(jié)構(gòu) 以及密封 防塵和鎖緊 裝置等 導向套的結(jié)構(gòu)可以做成端蓋整體式直接導向 也可以做成與端蓋分開的導向套 結(jié)構(gòu) 后者導向套磨損后便于更換 所以應(yīng)用較普遍 導向套的位置可安裝在密封圈的 沈陽理工大學學士學位論文 27 內(nèi)側(cè) 也可以裝在外側(cè) 機床和工程機械中一般采用裝在內(nèi)側(cè)的結(jié)構(gòu) 有利于導向套的 潤滑 而油壓即常采用裝在外側(cè)的結(jié)構(gòu) 在高壓下工作時 使密封圈有足夠的油壓將唇 邊張開 以提高密封性能 活塞桿處的密封形式有 O 形 V 形 Y 形和 Yz 形密封圈 為了清除活塞桿處外露部 分沾附的灰塵 保證油液清潔及減少磨損 在端蓋外側(cè)增加防塵圈 常用的有無骨架防 塵圈和 J 形橡膠密封圈 也可用毛氈圈防塵 為了結(jié)構(gòu)簡單 本設(shè)計采用防塵圈 4 活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處的密封圈的選用 應(yīng)根據(jù)密封的部位 使用的壓力 溫度 運動速 度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈 活塞及活塞桿與密封腔體處的密封采用 O 形 密封圈與 Y 形密封圈相配合使用進行密封 5 液壓缸的緩沖裝置 當液壓缸帶動工作部件作快速往復運動時 由于運動件的質(zhì)量較大 運動速度較高 則在到達行程終點時 會產(chǎn)生液壓沖擊 甚至使活塞與缸筒端蓋之間產(chǎn)生機械碰撞 為 了防止這種現(xiàn)象的發(fā)生 保證安全 應(yīng)采取緩沖措施 在行程末端設(shè)置緩沖裝置 6 液壓缸的排氣裝置 液壓傳動系統(tǒng)往往會混入空氣 使系統(tǒng)工作不穩(wěn)定 產(chǎn)生振動 爬行或前沖等現(xiàn) 象 嚴重時會使系統(tǒng)不能正常工作 因此 設(shè)計液壓缸時 必須考慮空氣的排除 液 壓缸若無專用的排氣裝置 進 出油口應(yīng)設(shè)在液壓缸的最高處 以便空氣能首先從液 壓缸排出 5 3 計算在各工作階段液壓缸所需流量 5 3 1 縱向進給液壓缸 1 確定縱向進給液壓缸的三個工作狀態(tài) 快進 工進 快退 的速度 參考同類機床 確定縱向進給液壓缸的三種速度分別為 3m min 40mm min快 進V快 退 工 進V 2 確定相應(yīng)的流量 由流量公式 Q VA 算出 3 14 快 進Q快 進 dD 2 2204 5 3 沈陽理工大學學士學位論文 28 0 018 18L minmin 3 3 14 0 024 24L min快 退Q快 退VD2 05 2 i 3 3 14工 進 工 進 d 4 02 0 0024 2 4L minin 3m 式中 D 為液壓缸內(nèi)徑 d 為活塞桿直徑 5 3 2 橫向進給液壓缸 1 確定橫向進給液壓缸的兩個工作狀態(tài) 工進 快退 的速度 參考同類機床 確定橫向進給液壓缸的兩種速度分別為 3m min 50mm min快 退V工 進V 2 確定相應(yīng)的流量 由流量公式 Q VA 算出 3 14 0 019 19L min快 退Q快 退D2 3045 2 min 3 3 14工 進 工 進 Vd 5 02 0 0026 2 6L mini 3 5 4 油泵電機的選擇 本機床的油箱裝油約 400 升 油箱頂蓋上安裝一個電機用來驅(qū)動葉片泵 其吸油管 的前端裝有濾油器 泵的壓力分別供機床的各部分使用 1 確定油泵的型號 因系統(tǒng)在縱向快退時所需流量最大 為 Q 24L min 因此 油泵的流量 1 1Q 1 1泵Q 26 4L min24 由第三章知 兩液壓缸中最大的工作壓力為 P 2MPa 由液壓系統(tǒng)圖知 3MPa 單向閥 1MPa 背壓閥 2MPa 局P 72沿 MPaldV36 04272 沈陽理工大學學士學位論文 29 因此 P 2 3 0 36 5 36MPa 泵P局 沿P 由 及 選取 CB B50 型齒輪泵 轉(zhuǎn)速 1450 轉(zhuǎn) 分 泵 泵QMPa13 額 min 10LQ 額 2 確定油泵電機 油泵電機的功率 N kwP2 70613 52 額額 選用 Y90L 4 型三相異步電動機 質(zhì)量 27kg N5 額 min 140rn 滿 第 6 章 電氣部分設(shè)計 6 1 電氣設(shè)備概述 本機床的程序控制采用可編程序控制器 即 PLC 程序的選擇可在電氣操作的轉(zhuǎn)換 由要安裝在機床上的行程開關(guān)進行控制 6 1 1 電氣控制的主電路部分設(shè)計 本系統(tǒng)的主電路部分由三臺電機組成 所有電機均采用直接啟動 主軸電機由作 為機床電源引入開關(guān)的熔斷器和熱繼電器作為短路保護和長期過載保護 油泵電機及 冷卻電機也由各自的熔斷器和熱繼電器作短路保護及長期過載保護 機床的電源為三相 50 赫茲 380 伏交流電 通過自動空氣短路器與車間電網(wǎng)相連接 6 1 2 電氣控制的變壓系統(tǒng)部分設(shè)計 根據(jù) PLC 輸出端的特點 本系統(tǒng)共需以下四種電壓 1 作為 PLC 電源的交流 220 伏 2 線圈所需電源交流 100 伏 3 電磁鐵所需電源直流 24 伏 4 原點指示燈所需電源交流 6 3 伏 變壓系統(tǒng)的左右兩端均采用空氣斷路器作為短路保護及長期過載保護 其中直流 24 伏 需要安裝整流器 6 2 PLC 在本課題中的應(yīng)用 6 2 1 采用 PLC 的控制對象分析 沈陽理工大學學士學位論文 30 在本套專用設(shè)備中 PLC 需控制以下部分的動作過程 拖板的縱向快進 工進 快 退 滑塊及刀架的工進 快退 同時還需要控制主軸的啟動和停止等 機床的動作過 程如下 打開機床的電源后 按下啟動按鈕使主軸旋轉(zhuǎn) 滑塊及刀架所在的床鞍在縱向進 給液壓缸的推動下進行縱向快進 當其上的擋塊撞上快進限位開關(guān)時 床鞍由快進改 變?yōu)楣みM 并逐漸接近工件端面 當擋塊撞上工進限位開關(guān)時 縱向進給停止 同時 橫向進給液壓缸啟動 其活塞桿通過鉸鏈拖動滑塊沿靠模的型槽進行運動 車削出球 面 當滑塊上的擋鐵撞上橫向工進限位開關(guān)時 工進停止 床鞍快速后退到機床原點 滑塊再快速退回到剛才的起點 由此 機床完成一個工件的加工循環(huán) 該機床的控制方式分為自動和手動 其自動中各動作的連續(xù)由各相關(guān)位置的限位 開關(guān)控制 而手動過程中各部分的動作由安放在床頭箱上方的電氣操作臺上的控制按 鈕實現(xiàn) 在加工過程中 若出現(xiàn)緊急情況 可以按下急停按鈕 同時 面板上還設(shè)置了復 位按鈕 以便將仿形刀架及床鞍移回原點 當其到達原點時 面板上的原點指示燈將 發(fā)亮 以發(fā)出到達原點的指示信號 此外 機床的照明在接通機床電源的同時隨即打開 冷卻液由安放在操作面板上 的按鈕控制 6 2 2 選用和確定 I O 設(shè)備 根據(jù)上述對控制對象的分析 本機床所需的 I O 設(shè)備及點數(shù)見下表 信號 I O 設(shè)備 I O 點數(shù) 輸入 操作方式選擇旋轉(zhuǎn)開關(guān) 平動時運動方向選擇開關(guān) 位置檢測 縱快進 工進 快退 橫工進 快退 按鈕 啟動 停止 復位 急停 冷卻液開 關(guān)按鈕 2 5 5 4 2 輸出 電磁閥 原點指示 7 1 沈陽理工大學學士學位論文 31 6 2 3 選擇 PLC 的型號及 I O 點數(shù)的分析 PLC 機型選擇的基本原則是 在功能滿足的前提下 保證可靠 維護使用方便 以 獲得最佳的性能價格比 PLC 的型號種類很多 在選用 PLC 時還需考慮以下問題 1 選用規(guī)模適當?shù)?PLC 輸入 輸出點數(shù)是衡量 PLC 規(guī)模大小的重要指標 因此 在選用 PLC 時 首先要 確保有足夠的 I O 點數(shù) 并留有一定的余地 一般考慮 10 15 的備用量 另外 如果 只是為了實現(xiàn)單機自動化或機電一體化產(chǎn)品 可選用小型 PLC 若控制系統(tǒng)較大 I O 點數(shù)較多 被控制設(shè)備較分散 則可選用大 中型 PLC 2 PLC 的容量要滿足用戶要求 PLC 用戶程序所需內(nèi)存容量一般與開關(guān)量輸入輸出點數(shù) 模擬量輸入輸出點數(shù)以及 用戶程序的編寫質(zhì)量等有關(guān) 對 PLC 用戶程序存儲器容量的估算 有以下經(jīng)驗公式 存儲器總字數(shù) 開關(guān)量 I O 點數(shù) 10 模擬量點數(shù) 150 本系統(tǒng)中無模擬量 所以該公式變?yōu)?存儲器總字數(shù) 開關(guān)量 I O 點數(shù) 10 26 10 260 按經(jīng)驗公式所算得的存儲器字數(shù)還要留有 25 的余量 即 存儲器總字數(shù)為 260 1 0 25 325 3 功能要相當 結(jié)構(gòu)要合理 對只要求用于繼電器控制功能的系統(tǒng) 控制一臺或幾臺小設(shè)備 或者用于對原有 設(shè)備的改造 加強完善其功能等場合 選擇一般小型機即可 若被控制對象是開關(guān)量 和模擬量并存 則要選擇有相應(yīng)功能的 PLC 此外 還要考慮 PLC 的結(jié)構(gòu) 在單機自動化和一些小型控制系統(tǒng)中易選整體式 PLC 4 輸入 輸出模塊的選擇 選擇哪一種功能的輸入輸出模塊和哪一種輸出形式 取決于控制系統(tǒng)中輸入輸出 信號的種類 參數(shù)要求和技術(shù)要求 輸入模塊分為直流 5V 12V 24V 48V 60V 幾種 交流 115V 220V 兩種 一般應(yīng)根據(jù) 現(xiàn)場設(shè)備與模塊之間的距離來選擇電壓的大小 本系統(tǒng)中選用直流 24V 沈陽理工大學學士學位論文 32 輸出模塊按方式不同又有繼電器輸出 晶體管輸出和雙閘管輸出三種 對開關(guān)頻 繁 低功率因數(shù)的感性負載 可使用晶閘管輸出 交流輸出 繼電器輸出模塊承受過 電壓和過電流的能力較強 價格比較便宜 但響應(yīng)速度較慢 在輸出變化不是很快 很頻繁時 可優(yōu)先考慮使用 6 2 4 控制程序設(shè)計 因為在手動操作方式下 各種動作都是用按鈕控制來實現(xiàn) 其程序可獨立與自動 操作程序而另行設(shè)計 因此 總程序可分為兩段獨立的部分 手動操作程序和自動操作 程序 程序的總結(jié)構(gòu)如圖 當選擇手動操作方式 則輸入點 X407 接通 其常閉觸點斷 開 執(zhí)行手動程序 并由于 X410 的常閉觸點為閉合 則跳過自動程序段 若選擇自動 操作方式 將跳過手動程序段而執(zhí)行自動程序 1 手動操作程序的設(shè)計 手動操作控制簡單 可按照一般繼電器控制系統(tǒng)的邏輯設(shè)計法來設(shè)計 手動操作 的梯形圖如圖所示 2 自動操作程序設(shè)計 自動操作控制比較復雜 可先繪出控制流程圖 功能表圖 以表示程序執(zhí)行的順 序和條件如下圖 本例是一個按順序動作的步進控制系統(tǒng) 可 以用一般 PC 都具有的位移寄存器編程 當然也 可以用步進梯形指令編程 本例采用位移寄存器 編程的方法設(shè)計自動程序 由流程圖可知 位移 寄存器的 M100 M105 各位代表機床一個動作循 環(huán) 6 步 當兩步之間的轉(zhuǎn)換條件得到滿足時 轉(zhuǎn) 換到下一工步 即機床的動作前進一工步 圖 7 中所示為自動操作程序的梯形圖 圖中 位移寄存器的數(shù)據(jù)輸入電路由 M101 M110 各位 的常閉觸點與輔助繼電器 M120 的常開觸點串聯(lián) 而成 位移信號由若干條串聯(lián)支路并聯(lián)后獲得 沈陽理工大學學士學位論文 33 并經(jīng) M100 和 T450 的常開觸點接到 SFT 端 而位移寄存器的復位有兩條路 其一是急 停信號 X502 直接復位 其二是通過 X410 的常開觸點與 M106 X406 的常開觸點串聯(lián) 而提供復位信號 自動操作程序的控制原理及工作過程分析如下 當選擇連續(xù)工作方式 啟動后輔助繼電器 M120 接通 程序可自動循環(huán) 1 原點狀態(tài) 當進給機構(gòu)處于原點 X405 和 X406 是接通的 Y530 線圈接通 原點指 示燈亮 2 啟動 按下啟動按鈕 X400 接通 使 M120 線圈通電并自保持 移位寄存器首位 M100 置 1 Y430 線圈接通 啟動電磁閥得電 執(zhí)行主軸旋轉(zhuǎn)動作 同時 計時器 T450 接通 延時 3 秒 3 縱向快進 當計時器 T450 延時 3 秒后 T450 常開觸點閉合 發(fā)出移位信號 M100 的 1 態(tài)移位到了 M101 M101 的常開觸點一方面接通 Y434 使拖板縱向工進 另一方 面啟動 Y433 使拖板快速縱向進給 應(yīng)當提出的是 因 M101 的常閉觸點把移位寄存器的數(shù)據(jù)輸入端打開 M100 由 1 變?yōu)?0 不難分析 在本程序中 移位寄存器的后一位總是把前一位置 0 也就是說位移寄存器的各位中 總是只有一位的狀態(tài)為 1 4 縱向工進 當床鞍縱向快進到位 撞上縱向快進限位開關(guān) X402 時 其常閉觸點斷開 使縱向快進動作停止 同時 X402 的常開觸點閉合 發(fā)出移位信號 M101 的 1 態(tài)移 到了 M102 M102 的常開觸點閉合接通 Y434 縱向工進開始 5 橫向工進 當床鞍縱向工進到位 撞上縱向工進限位開關(guān) X403 時 其常閉觸點斷開 縱向工進動作停止 同時 X403 的常開觸點閉合 發(fā)出移位信號 M102 的 1 態(tài)移到 了 M103 M103 的常開觸點閉合 接通 Y435 橫向工進開始 6 橫向工進終點延時 當橫向工進到位 縱向工進限位開關(guān)閉合 使輸入點 X404 接通 其常開觸點將計時器 T451 接通 延時 3 秒 7 縱向快退 當延時倒 3 秒后 其常開觸點閉合 發(fā)出位移信號 M103 的 1 態(tài)移到 了 M104 其常開觸點一方面將 Y436 接通 使床鞍縱向后退 另一方面接通 Y433 使 床鞍縱向快速后退 8 橫向快退 床鞍縱向快退到位時 撞上縱向快退限位開關(guān) X405 其常閉觸點將 Y436 沈陽理工大學學士學位論文 34 和 Y433 同時斷開 縱向快退停止 同時 X405 的常開觸點接通 發(fā)出移位信號 使 M104 的 1 態(tài)移到了 M105 M105 的常開觸點閉合 使 Y437 和 Y433 同時接通 橫向 快退停止 9 回到原點 橫向快退到位后 其限位開關(guān)閉合 使輸入點 X406 接通 產(chǎn)生移位信號 將 M105 的 1 態(tài)移到 M106 發(fā)出復位信號 1 態(tài)重新回到 M100 至此 機床完成 了一個周期的動作又回到原點 原點指示燈亮 10 主軸制動 當原點指示燈亮后 X405 X406 均閉合 此時 若按下停止按鈕 X401 常開觸點閉合 常閉觸點斷開 Y430 斷電 Y431 帶電 分別控制床頭箱中的兩個電磁 離合器 使主軸迅速制動 此時可更換工件 值得注意的是 為保證安全 只有當拖板退回到機床原點時 按下停止按鈕才可 以使主軸停轉(zhuǎn) 3 編寫控制程序的語句表 手動和自動程序設(shè)計好后 按總程序結(jié)構(gòu)框圖 將兩段程序嵌入 就可得到整個 系統(tǒng)的應(yīng)用程序 根據(jù)這個總程序的梯形圖 編寫出語句表 步序 指令 步序 指令 1 LDI X407 2 CJP 700 3 LD X400 4 AND X405 5 AND X406 6 ANI X401 7 OUT Y430 8 LD X401 9 OUT Y431 10 LD X411 11 AND X501 12 ANI X402 13 OUT Y433 14 LD X411 15 ANI X403 16 OUT Y434 17 LD X413 18 ANI X404 19 OUT Y435 20 LD X412 21 ANI X405 22 OUT Y436 23 LD X501 24 OUT Y433 沈陽理工大學學士學位論文 35 25 ORB 26 LD X500 27 ANI X406 28 OUT Y437 29 LD X501 30 OUT Y433 31 ORB 32 LD X504 33 OR Y432 34 ANI X505 35 OUT Y432 36 EJP 700 37 LDI X410 38 CJP 700 39 LD X405 40 AND X406 41 OUT Y530 42 LD X400 43 AND X405 44 AND X406 45 OR M120 46 ANI X502 47 OUT M120 48 OUT T450 49 K 3 50 LD M120 51 ANI M101 52 ANI M102 53 ANI M103 54 ANI M104 55 ANI M105 56 ANI M106 57 OUT M100 58 LD M100 59 AND T450 60 LD M101 61 AND X402 62 ORB 63 LD M102 64 AND X403 65 ORB 66 LD M103 67 LD M103 68 AND T451 68 ORB 70 AND X405 71 ORB 72 LD M105 73 AND X406 74 ORB 75 SFT M100 76 LD M106 77 AND X406 78 AND X410 79 OR X502 80 RST M100 沈陽理工大學學士學位論文 36 81 LD M100 82 ANI X401 83 OUT Y430 84 OUT T450 85 K 3 86 LD X401 87 ANI X405 88 ANI X406 89 OUT Y431 90 LD M101 91 ANI X402 92 OUT Y434 93 OUT Y433 94 LD M102 95 ANI X403 96 OUT Y434 97 LD M103 98 LDI X404 99 OUT Y435 100 LD X404 101 OUT T451 102 K 3 103 LD M104 104 OR X503 105 ANI X405 106 OUT Y436 107 OUT Y433 108 LD M105 109 OR X503 110 ANI X406 111 OUT Y437 112 OUT Y433 113 EJP 700 6 2 5 上述控制程序中所應(yīng)用列的主要元器件介紹 1 輸入繼電器 X 輸入繼電器是接收外部信號的窗口 它與 PLC 的輸入端子相連 PLC 通過光電耦合 器將外部輸入信號的狀態(tài)讀入并存儲在輸入映象寄存器中 輸入繼電器可提供許多 無限 對常開與常閉觸點供編程使用 2 輸出繼電器 Y 輸出繼電器將 PC 的輸出信號送給輸出模塊 再驅(qū)動