1. 开发XXX型号数控车床的目的和理由国内数控车床经过十几年的发展，已形成较为完整的系列产品，但用户要求越来越高，对价格性能比更为看重，尤其对某些小型零件的加工，其所需负荷较小，调速范围不宽，加工工序少，效率高，但目前国内数控车床功能多，价格高，造成很大浪费，而我厂现有的数控车床，虽然在这方面做得较好，其加工范围的覆盖面也较宽，但针对上述零件加工的机床还是空白，对用户无法做到“量体裁衣”。

随着市场经济的发展和产品升级换代，上述零件加工越来越多，市场对其具有较高效率，价格较低的排刀式数控车床的要求量越来越大，综上所述，为适应市场要求，扩大我厂数控车床在国内机床市场上的占有量，特进行N-089型数控车床的开发。

2 机床概况、用途和使用范围2.1 概述：XXX型号是结合我厂数控机床和普通机床的生产经验，为满足高速、高效和高精度生产而设计成铸造底座、平床身、滚动导轨，可根据加工零件的要求自由排刀的全封闭式小规格数控车床。

本机床采用SIEMENS 802S系统，主电机为YD132S-2/4双速电机。

主传动采用富士FRN5.5G9S-4型变频器进行变频调速，进给采用德国SIEMENS公司生产的110BYG-550A 和110BYG-550B步进电机驱动的半闭环系统，两轴联动。

2.2 用途：XXX型号型数控车床可以完成直线、圆锥、锥面、螺纹及其它各种回转体曲面的车削加工，适合小轴类、小盘类零件的单件和批量生产，特别适合于工序少，调速范围窄，生产节拍快的小轴类零件的批量生产。

2.3 使用范围：本机床是一种小规格，排刀式数控车床，广泛用于汽车、摩托车、纺织、仪器、仪表、航空航天、油泵油嘴等各种机械行业。

3 XXX型号型数控车床的主要技术参数：3.1 切削区域：a. 拖板上最大回转直径75mmb. 最大切削长度180mmc. 纵拖板的最大行程250mmd. 横拖板的最大行程300mm3.2 主轴：a. 主轴头部GB59001-86-A24b. 主轴前轴承内径70mmc. 主轴通孔直径42mmd. 最大通过棒料直径25mm3.3 主传动：a. 主电机功率 4.5/5.5kwb. 主轴转速3200(4000)r/minc. 主轴最大扭矩32N⋅m3.4 进给运动：a. 快进速度：X向3m/minZ向6m/minb. 最小进给单位：X向0.0025mmZ向0.005mmc. 进给力（额定）：X轴13000NZ轴10000N3.5 排刀：a. 根据特定零件安排相应刀具b. 刀具安装尺寸：外圆刀具16⨯16内孔刀具∅163.6 机床重量：约1800kg3.7 机床外形尺寸（长×宽×高）：1700⨯1140⨯1550(mm)4 传动系统的确定和分析4.1 主传动方案的拟定：本机床采用YD型双速电机＋变频调速，为提高扭矩，降速比为1:1.2。

4.1.1 主轴最高和最低转速的确定：该机床主要用于加工小轴类零件和有色金属件，这样就有较高的速度要求。

根据市场调研和分析：转速n max=3300~3400r/minn min=190r/min4.1.2 主电机功率的确定主电机主要满足负荷切削的要求，现假设如下切削条件：试件：材料：45钢；热处理：正火；工件直径：∅65mm切削速度：V=150m/min切削用量：ap=1.5mm；f=0.3mm/n；P=200kg⋅f/mma. 主切削力Fz=P⋅f⋅ap=200⨯0.3⨯1.5=90kg⋅f=900Nb. 切削扭矩M切=Fz⋅R==29.25N⋅mc. 切削功率M切=Fz⋅V==2.25kw该主传动效率为η=0.8则N主 N切==2.8125kwd. 根据材料考虑本机床现有一定的转速要求，又有较高的扭矩要求，而该机床定位较低，故选用普通YDS132S-2/4双速电机额定输出功率4.5/5.5kw，额定转速1440/2900r/min 采用1:1.2降速提高扭矩，并用交流变频器进行8~75HZ的低速档变频和8~66HZ的高速档变频，变速比为1:1.2时，主轴转速和输出扭矩：低速档：n额==1200r/minn低==192r/minn高==1800r/min额定扭矩M==32.23N⋅m高速档：n额==241.6r/minn低==386r/minn高==3190r/min额定扭矩M==19.56N⋅m其主轴输出功率、扭矩见图1。

对于那些对主轴转速要求较高的用户，我们在设计中考虑采用调整其变速比的方法来满足，即将原降速比1:1.2改为1:1。

实际调整就是将主传动中皮带轮的尺寸由∅120mm调整为∅150mm，仍用交流变速器进行8HZ~75HZ的低速档变频和8HZ~70HZ高速档变频，额定输出功率为4.5/5.5kw，额定转速1440/2900r/min。

这样在1:1传动时主轴低速档及额定输出扭矩：n额=1440r/minn低==230r/minn高==1440⨯1.5=2160r/minM额==26.86N⋅m主轴高速档及额定输出扭矩：n额=2900r/minn低==464r/minn高==4060r/minM额==16.3N⋅m其主轴输出功率、扭矩见图2。

4.1.3 三角皮带轮的校核根据设计结构要求，选d1=125mm，考虑皮带的滑动率ε，则大轮直径d2=ε——皮带滑动率I ——传动比 取：ε=1%；I=1.2计算得：d 2=148.5，取d 2=150mm a. 中心距确定： Dm==137.5mm ∆==12.5mm假定：a=660mm 带长：L=π⋅Dm+2a+=3.14⨯137.5+2⨯660+=1752mm按标准取：L 0=1800mm 则：a==225.128)5.13714.31800(4145.13714.31800⨯-⨯-+⨯⨯=683.9mm ，取a=684mmb. 小轮包角： α1==-a θ2180180︒>120︒ c. 带速： ν==26.5m/s>25m/sn 1：小轮最高转速n=4060r/min由计算所提，机床最高转速时，带速略超许用带速，考虑综合因素，仍选用A 型带， d 1=125mmd. 单根V 型带的基本额定功率根据d 1=125mm 、n 1=1440r/min ，由《机械设计手册》第3册中的表22.1-13d 查得（A 型带）：N 1=1.93kw考虑到传动比的影响i ≠1，额定功率的增量∆N 1由表22.1-13d 查得： ∆N=0.13kw e. 带的根数： Z=Nc——计算功率：Nc=K A⋅N=1.1⨯5.5=6.05N——机床传递功率K A——工作情况系数，考虑到本机床直接传动运转平稳，无冲击，故取K A=1.1∆N1——功率增量Kα——包角系数，由表22.1-10查得Kα=0.99486K L——带长系数，由表22.1-11查得K L=0.99Z==2.9取三根A型带Z=3f. 张紧力：F=q：V型带每米长质量查表q=0.1kg/mF==188.42Ng. 径向载荷：Q=2⋅Z⋅F0⋅Sin=1130.53Sin=1112.8(N)4.1.4 主轴直径的选择：a. 由于本机床采用的A24主轴，根据经验取前支承直径∅70mm，因为考虑到最大棒料（通过）为∅25，取后轴径∅65mm。

b. 求支承的径向刚度：主轴的输出扭矩：由扭矩转速图1可查得：在n min=192r/minMmax=35.8N⋅m若取Dmax=70mm则Fz==1022.85NFy=0.5Fz=511.4N则F==1143.58N受力情况如图3。

图 3图 4支承情况如图4，设计中根据需要a=68.5，取a l=3，则l=3a=3⨯68.5=205.5由前面计算的切削力，根据力和力矩的平衡，F α=l l )(a F +=1524.8NF β=5.2055.6858.1143⨯=⋅l a F =381.2N在实际设计中，根据经验，前后轴承分别选取哈轴的46114、36114二个自成组轴承和36113二个自成组轴承，这样前轴既有较高的承载力和能满足较高的转速要求。

因此，向心推力球轴承间隙为零时的径向弹性位移量： δo=Qr ——滚动体上的径向载荷 Qr=Fr ——轴承径向载荷，此处为支反力 i ——滚动体列数 Z ——每列滚动体数 Qr α==217.2NQr β==51.6Nα：向心推力轴承推力角；36接触角15︒；46接触角25︒ d Q ：滚动体直径 则：δo α==7.4μmδo β==2.79μm设：46114轴承的预紧量为18μm（由工艺推荐）也可以通过相关样本查的63113轴承的预紧量为22μm相对位移量：=2.43=7.89从图3-5查得：βα=0.24，β=0.2由式3-2：δ1=βδo得δα1=0.25δoα=0.24⨯7.4=1.7μmδβ1=0.2δoβ=0.2⨯2.79=0.558μm支承的弹性位移即包括轴承的位移，同时也包括了轴承外径与箱体孔的接触变形和轴承内径和轴的接触变形。

查哈轴样本：C46114、D36113轴承与箱体孔的装配过盈量：∆α1=0μm，∆β1=0μm由公式从图3-6查得：Kα1=0.2，Kβ1=0.2代入式：δ=F——外载荷（N）K——系数，由过盈量查图3-6得b——轴承宽度（mm）d——轴承外径δα2==1.387μmδβ2==0.415μm轴承C46114、D36113与轴的装配过盈量：∆α2=4.5μm，∆β2=0μm由公式从图3-6查得：Kα2=0.17，Kβ1=0.2δα3==1.179μmδβ3==0.415μm由以上计算可以得出本主轴组前支承、后支承的综合径向刚度：Kα==357.4N/cmKβ=N/cmc. 求最佳跨距=1.29，≈1当主轴当量外径D当==67.5mm，当量内径d当=48时，惯量矩I=0.05⨯η=≈1.2查图3-32，η-曲线可查得：=3.3则：Lo=3.3a=3.3⨯68.5=22.605本设计取a=67，跨距210mm由以上计算可以看出选a=67，跨距210mm，能够满足主轴的最佳跨距和刚度的要求。

以上计算公式均取自大连工学院戴曙主编的《金属切削机床计算》。

4.1.5 轴承寿命的计算主轴受力分析如下图5。

图 5a. 假设切削零件：试件尺寸：∅25⨯100mm夹头体重量：G=γ⋅V=7.8⨯3.14⨯=1.3kgb. 设计使用时间th设机床每天工作15h，每年使用300天，使用年限8年，在全部使用期间内切削时间占70%，则：th=15⨯300⨯8⨯70%=25200小时c. 计算平均转速n e由于本机床是190~4000r/min范围内调速，因此需要计算平均转速，设机床的总运转时间为1，则在各种转速下所占机床的总运动时间列表如表1。