机械毕业设计137DK7732数控高速走丝电火花线切割机及控制系统毕业设计论文

引言

本次毕业设计从2005年2月28号开始到本年的六月中旬结束，长达四个月。毕业设计是一名在校大学生最后的一次也是最重要的一次设计，说其重要主要是因为它将检验你在大学生活中所学知识的扎实程度，期间你必须复习所学过的一些课程，学习一些要用到的新的知识，它还将练习你的动手能力，思考能力，创新能力，是你在大学学习生活的一次升华，是一个提升阶段，更是走向工作岗位的一次练兵，因此我们都对此极为重视，更是投入了极大的热情与努力来更好的完成它。

本次设计在颜竞成教授的悉心指导下分四个阶段按部就班的有条不紊的进行。第一阶段是搜集整理阶段。在本阶段主要是搜集足够的资料信息并对设计题目进行分析和实地调查，做到心中清楚。本设计其实从2004年元旦就开始了，截止到2004年3月份第一张外观图绘制成功为止。第二阶段是机械部分设计阶段，本阶段主要应用大学里面所学到的饿专业知识来进行运丝机构设计和坐标工作台的横向和纵向进给机构设计。另外还要进行储丝筒的三维零件设计。本阶段主要是从三月份到五月份。五月份到六月份则是第三阶段：控制系统设计阶段。主要进行电器电路设计，包括步进电机驱动设计和脉冲功率放大电路设计。本阶段也是一个学习的阶段，对自己不太熟悉的领域的一次学习。六月份开始就是最后一个阶段：整理复习阶段，主要从事前几个阶段的整理温习，写说明书。以及毕业答辩前的各项具体细节的准备。

所以说每个阶段都是十分紧张而有难度的，有些问题是由于设计的难度，有些还是因为自己知识上的欠缺和基础不扎实造成的。可以说这次毕业设计是个查缺补漏的机会。尤其是在同学的协助下，特别是在颜教授的指导下，遇到困难不逃避，主动请教，主动学习，独立思考提出新方案，困难一个个的解决，才有了本次设计的成功。这次毕业设计锻炼了我团体协作精神和独立作业的能力。专业设计基础，对自己将来都是一次具有深远影响的事情。

一、总体方案设计

(一)总体方案的拟定

1．电火花线切割机床具有定位、纵向和横向的直线插补功能；还能要求暂停，进行循环加工等。因此，数控系统选取连续控制系统。

2．电火花线切割机床属于经济型数控机床，在保证一定的加工精度的前提下，应简化结构，降低成本。因此，进给伺服系统应采用步进电机开环控制系统。

3．根据电火花线切割机床最大的加工尺寸，加工精度，控制速度和经济性要求，一般采用8位微机。在8位微机中，MCS-51系列单片机具有集成度高，可靠性好，功能强，速度快，抗干扰能力强，具有很高的性能价格比。因此，可以选择MCS-51系列单片机扩展系统。

4．根据系统的功能要求，微机控制系统中除了CPU外，还包括扩展程序存储器，扩展数据存储器，I/O接口电路；包括能输入加工程序和控制命令的键盘，能显示加工数据和机床状态信息的显示器；包括光隔离电路和步进电机驱动电路。此外，系统中还应该包括脉冲发生电路和其它辅助电路。

5．纵向和横向进给是两套独立的传动链，它们由步进电机、齿轮副、丝杆螺母副组成，起传动比应满足机床所要求的。

6．为了保证进给伺服系统的传动精度和平稳性，选用摩擦小、传动效率高的滚珠丝杆螺母副，并应有预紧机构，以提高传动刚度和消除间隙。齿轮副也应有消除齿侧间隙的饿机构。

7．采用滚动道轨可以减少道轨见的摩擦阻力，便于工作台实现精确和微量移动，且润滑方法简单。

在上述的基础上，有条件的还可以进一步实现钼丝的角度调节，使加工过程更加细致。

（二）主要技术参数的确定

技术参数主要包括运动参数，尺寸参数和动力参数。DK7732电火花线切割机床的主

要技术参数如下：

工作台行程/mm 500*320

最小切削厚度/mm 30（可调）

加工表面粗糙度Ra/μm 2.5

切割速度/mm2/min 100

加工精度/mm 0.015

切割工件最大厚度/mm 300

电极丝移动速度 1.1m/s

电极丝直径φ0.1~φ0.2mm

二、储丝走丝部件结构设计

（一）储丝走丝部件运动设计

运丝机构的运动是由丝筒电机正反转得到的饿。电极通过联轴节与丝筒连接，丝筒装有齿轮，通过过度齿轮与丝杆上的齿轮齿合。丝杆固定在拖板上，螺母固定在底座上，拖板与底座采用装有滚珠的V形滚动导轨连接，这样丝筒每转一周拖板直线移动相应的距离，因此机床工作前应根据零件厚薄和精度要求可在0.12mm到0.25mm之间调节。

1．对高速走丝机构的要求

（1）高速走丝机构的储丝筒转动时，还要进行相应的轴向移动，以保证极丝在储丝筒上整齐排绕。

（2）储丝筒的径向和轴向窜动量要小。

（3）储丝筒要能够正反向旋转，电极丝的走丝速度在7~12m/s范围内无级或有级可调，或恒速转动。

（4）走丝机构最好与床身相互绝缘。

（5）传动齿轮副、丝杆副应具备润滑措施。

2、高速走丝机构的结构及特点

高速走丝机构由储丝筒组合件、上下拖板、丝杆副、齿轮副、换向装置和绝缘件等部分组成，如下图2.1所示

图2.1DK7732机床的储丝走丝系统机构结构图

储丝筒由电动机通过联轴器带动实现正反向转动。储丝筒另外一端通过二对齿轮减速后带动丝杆。储丝筒、电动机、齿轮都安装在两个支架上。支架及丝杆则安装在拖板上，调整螺母安装在底座上，拖板在底座上来回运动。螺母具有消除间隙的副螺母和弹簧，齿轮及丝杆螺距的搭配为设旋转一圈拖板移动0.25mm，所以该储丝筒适用于φ0.25mm 以下的钼丝。

储丝筒运转时应平稳，无不正常振动。滚筒外圆振摆应小于0.03mm，反向间隙应小于0.05mm，轴向窜动应完全彻底消除。

高频电源的负端通过碳刷送到储丝筒的尾部，然后传到钼丝上，碳刷应保持良好接触，防止机油或其它赃物进入。

储丝筒本身作为高速正反向转动，电机、滚筒及丝杆的轴承应定期拆洗并加润滑脂，换油期限可根据使用情况具体决定。其余中间轴、齿轮、三角导轨及丝杆、螺母等每班应注油一次。

（1）储丝筒旋转组合件

储丝筒旋转组合件主要由储丝筒、联轴器和轴承组成。

①储丝筒 储丝筒是电极丝稳定移动和整齐排绕的关键部件之一，一般用45号钢制造。为了减少转动惯量，筒壁应尽量薄，按机床规格的不同，选用的范围一般为1.5~5mm 。为进一步降低转动惯量，也可选用铝镁合金材料制造。储丝筒壁厚要均匀，工作表面要有较好的表面粗糙度，一般R а为0.8μm 。为保证丝筒组合件动态平衡，应严格控制内孔、外圆对支撑部分的同轴度。储丝筒与主轴装配后的径向跳动量应不大于0.01mm 。一般装配后，以轴的两端中心孔定位，重磨储丝筒外圆和与轴承配合的轴径。

②联轴器 走丝机构中运动组合件的电极轴与储丝筒中心轴，一般不采用整体的长轴，而是利用联轴器将二者联在一起。由于储丝筒运转时频繁换向，联轴器瞬间会受到正反向的剪切力，但由于这个力不大，且储丝筒中心轴与电极轴有较高的同轴度要求。所以本设计采用YLD6刚性联轴器38

2442241??J J 。 （2）上下拖板

走丝机构的上下拖板一般有下面二种滑动导轨。

①燕尾型导轨，这种结构紧凑，调整方便。旋转调整杆带动塞铁，可改变导轨副的配合间隙。但该结构制造和检验比较复杂，刚性较差，传动中摩擦损失也较大。

②三角、矩形组合式导轨，如下图所示。导轨的配合间隙由螺钉和垫片组成的调整环节来调整。本设计采用三角、矩形组合式导轨。如下图2.2

图2.2 三角矩形组合式导轨

由于储丝筒走丝机构的上拖板一边装有运丝电动机，储丝筒轴向两边负荷差较大。为保证上拖板能平稳的往复移动，应把下拖板设计的较长以使走丝机构工作时，上拖板部分可始终不滑出下拖板，从而保证拖板的刚度、机构的稳定性及运动精度。

（3）齿轮副和丝杆副

走丝机构上拖板的传动链是由2级减速齿轮副和一组丝杆副组成，它使储丝筒在转动的同时，作相应的轴向位移，保证电极丝整齐的排绕在储丝筒上。

在本次设计线切割机中，走丝机构是常是通过配换齿轮来改变储丝筒的排丝筒的排丝距离，以适应徘绕不同直径的电机丝的要求。

丝杆副一般采用轴向调节法来消除螺纹配合间隙。为防止走丝电机换向装置的失灵，导致丝杆副和齿轮副的损坏，在齿轮副中，可选用尼龙代替部分金属齿轮。这不但可以在电机换向装置失灵时，由于尼龙齿轮先损坏，保护丝杆副与走丝电机，还可以减少噪声。但是由于要照顾专业知识的复习，所以决定选用传统的金属材料制造。

（4）线架、导轮部件结构

线架与走丝机构组成了电极丝的运动系统。线架的主要功能是在电极丝按给定线速度运动时，对电极丝起支撑作用，并使电极丝工作部分与工作台平面保持一定的几何角

度。对线架的要求是：

①具有足够的刚度和强度，在电极丝运动（特别是高速走丝）时，不应出现震动和变形；

②线架的导轮有较高的运动精度，径向偏摆和轴向窜动不超过0.005mm；

③导轮与线架本体、线架与床身之间有良好的绝缘性能；

④导轮运动组合件有密封措施，可防止带有大量放电产物和杂质的工作液进入导轮轴承；

⑤线架不但能保证电极丝垂直于工作台面，在具有锥度切割功能的机床上，还具有能使电极丝按给定要求保持与工作台平面呈一定角度的功能。

线架按功能可以分为固定式、升降式和偏移式三种类型：按结构可分为悬臂式和龙门式两种类型。

悬臂式固定线架主要由线架本体、导轮运动组合件及保持器等组成。

（1）线架本体结构

中、小型线切割机床的线架本体常采用单拄支撑、双臂悬梁式结构。由于支撑电极丝的导轮位于悬臂的端部，同时电极丝保持一定张力，因此应加强线架本体的刚度和强度，使线架的上下悬臂在电极丝运动时不致振动和变形。

为了进一步提高刚度和强度，在上下悬臂间增加加强筋结构。有的机床的线架本体有的采用龙门结构。这时，工作台拖板只沿一个坐标方向运动，另一个坐标方向的运动通过架在横梁上的线架拖板来实现。

此外，针对不同厚度的工件，还有采用丝臂张开高度可调的分离式结构，如下图2.3所示。活动丝臂在导轨上滑动，上下移动的距离由丝杆副调节。松开固定螺钉时，旋转丝杆带动固定于上丝臂体的丝母，使上丝臂移动。调整完毕后拧紧固定螺钉，上丝臂位置固定下来。为了适用线架丝臂张开高度的变化，在线架上下部分应增设副导轮，如下图2.4所示：

图2.3 可调式线架本体结构

图2.4 可移动丝臂

（2）导轮部件结构

1）导轮是本机床关键零件，关系到切割质量，对导轮运动组合件的要求如下。

①导轮V形槽面应有较高的精度，V形槽底的圆弧半径必须小于选用的电极丝半径，保证电极丝在导轮槽内运动时不产生轴向移动。

②在满足一定强度要求下，应尽量减轻导轮的质量，以减少电极丝换向时的电极丝与导轮间的摩擦。导轮槽工作面应有足够的硬度，以提高其耐磨性。

③导轮装配后转动应轻便灵活，应尽量减少轴向窜动和径向跳动。

④进行有效的密封，以保证轴承的正常工作条件。

2）导轮运动组合件的结构

导轮运动组合件的结构主要有三种；悬臂支撑结构、双支撑结构和双轴尖支撑结构。

悬臂支撑结构简单，上丝方便。但是因为悬臂支撑，张紧的电极丝运动的稳定性较差，难于维持较高的运动精度，同时也影响导轮和轴承的使用寿命。

双支撑结构为导轮居中，两端用轴承支撑，结构复杂，上丝麻烦。但是此种结构的运动稳定性较好，刚度较高，不容易发生变形及跳动。

双轴尖支撑结构。导轮两端加工成300锥形轴尖，硬度在RC60以上。轴承由红宝石或锡磷青铜制成。该结构易于保证导轮运动部件的同轴度，导轮轴向窜动和径向跳动量可以控制在较小的范围内。缺点是轴尖运动副摩擦力大，易于发热和磨损。为补偿轴尖运动副的磨损，利用弹簧的作用力使运动副良好接触。

通过比较以上三种结构的特点，可以看出第二种结构比较适合作为DK7732高速走丝电火花线切割机床的导轮结构。

3）导轮的材料

为了保证导轮轴径与导向槽的饿同轴度，一般采用整体结构。导轮要求使用硬度高、耐磨性好的材料制成（如GCr15、W18Cr4V），也可以选用硬质合金或陶瓷材料制造导轮的镶件来增强导轮V形工作面的耐磨性和耐蚀性。

4）导轮组合件的装配

导轮组合件装配的关键是消除滚动轴承中的问题，避免滚动体与套杯工作表面在负荷作用下产生弹性变形，以及由此引起的轴向窜动和径向跳动。因此，常用对轴承施加预负荷来解决。通常是在两个支撑轴承的外环间放置一定厚度的定位环来获得预负荷。预加负荷必须选择得当，若轴承受预加负荷过大，在运转时会产生急剧磨损。同时，轴承必须清洗得很洁净，并在显微镜下检查滚道内是否有金属粉末、炭化物等，轴承经清洗、干燥后，填以高速润滑脂，起润滑和密封作用。

（二）储丝走丝部件主要零件强度计算

1．齿轮传动比的确定

钼丝丝距选择0.25mm ，储丝筒每转一周，拖板带动储丝筒移动0.25mm ，丝杆螺距选择为3mm 。

所以储丝筒与丝杆见齿轮的传动比为： u=3

25.0=1：12； 采用二级齿轮传动，取u 1=1：4；u 2=1：3。

（1）齿轮齿数的确定

取Z 1=15；由于齿轮齿根与轴上键的距离不能为零。 即2

r d -（d+t 1）>2m 由d=16mm 查设计手册得：

t 1=2.3mm ；

而d 1r =1d -2h r

=（Z 1-2ha *-*2c ）m

=（15-2-0.5）m

=12.5m

代入上式得：12.5/2m-（16+2.3）/2>2m

取m=2；

又有Z 2=4Z 1=60

所以

1d =mZ 1=2×15=30mm

2d =mZ 2=2×60=120mm

取Z 3=25；同理可得：

取m=3；

又有Z 4=3Z 3=75

所以

3d =mZ 3=3×25=75

4d =mZ 4=3×75=225

齿轮1，2中心距 a 1=（30+120）/2=75mm

齿轮3，4中心距 a 2=（75+225）/2=150mm

参考书籍《机械设计》

取 b=0.5d 1=0.5×30=15mm

其他数据如下

da 1=（Z 1＋2ha *）m

=（15+2×1）×2

=34mm

da 2=124mm

da 3=81mm

da 4=231mm

dr 1=（Z 1－2ha *－2c *）m

=（15-2×1－2×0.25）×2

=25mm

dr 2=115mm

dr 3=67.5mm

dr 4=217.5mm

1）传动件的估算

根据公式 d=914])[( j

n N mm

其中 N ——该传动轴的输入功率

N=N d

其中 N d ——电机颌定功率

η——从电机到该转动轴之间传动件的传动效率的乘积

n j ——该转动轴的计算转速r/min

计算转速n j 是传动件能传递全部功率的最低转速

[φ]——每米长度上允许的扭转角（deg/m ）

取 η=0.995，N d =0.55kw

N= N d η

=0.55×0.995

=0.54725kw

n j =1390r/min d=914400

1000139054725.0? =10.2mm

4.齿轮模数估算

齿轮弯曲疲劳估算：

m ≥323j

Zn N

=32×3

6

139********.0? =1.039mm

齿面点蚀估算：

A ≥3703j

n N =3703

6

139054725.0 =49.28mm

其中n j 为该转动轴的计算转速r/min ，A 为齿轮中心距

中心距A 及齿数Z 1、Z 2求出模数

m j =

212Z Z A + =60

1528.492+?

=1.31

取较大的那个模数，在这个设计中，第一对齿轮传动取

m=2mm

第二对齿轮传动取

m=3mm

5.齿轮模数的验算

根据接触疲劳计算齿轮模数公式为

m j =16300]

[)1(12321j m s I Z N k k k k i σψ±mm 式中： N ——计算齿轮传递的颌定功率

N=ηN d kw

n j ——计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min

ψm ——齿宽系数，ψm =b/m ，ψm

常取6～10 Z 1——计算齿轮的齿数，一般取传动中最小的齿轮的齿数

i ——大小齿轮的齿数比

i =11

2≥Z Z ，“+”用于外齿合，“-”用于内齿合； k s ——寿命系数，k s =q N n T K k K k ；

k T ——工作期限系数，k T =m

C nT 060 齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m 和基准循环次数C 0

n ——齿轮的最低转速r/min

T ——预定的齿轮工作期限，中型机床推荐T=15000～20000h

n k ——转速变化系数

p k ——材料强化系数，

幅值低的交变载荷可使用金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用；

N K ——功率利用系数

1k ——工作情况系数

2k ——载荷系数

3k ——齿向载荷分布系数

Y ——齿形系数

[σj ]、[σj ]——许用弯曲接触能力

查表可得：1k =1.2，2k =1.2，3k =1.15

s k =q N n T K k k k =m

C nT 060q N n k k K =3710

2000031139060???×0.78×0.51×0.60 =0.91

N=0.54725kw ，ψm =10，[σj ]=600MPa

则 j m =163003

113906002151054725.091.015.12.12.1)12(22??????????+mm =1.625mm

根据弯曲疲劳计算齿轮计算模数公式为：

w M =275]

[1321w j m s n Y Z N k k k k σψmm =2752203

1136010414.01554725.0554.015.12.12.1????????? =0.063mm

s k =q N n T k k k k =q N n k k k C nT 6

060 =68

1022000031139060????×0.89×0.70×0.75 =0.554

所以m=2符合要求

同理m=3也符合要求

（三）储丝走丝部件主要零件强度验算

1．齿轮强度的验算

齿轮危险截面的弯曲强度条件公式

σF =][22131F d sa

Fa Z m Y Y kT σφ≤

k ——载荷系数

k=βαk k k k v Λ

φd

——齿宽系数，取0.5 k Λ——使用系数，取1

k v ——载荷系数，取1.05

αk ——齿间载荷分配系数，αH k =1.0，αF k =1.0

βk ——齿向载荷分布系数

1T ——小齿轮传递的转距

1T =95.5×10511n P

=95.5×105×0.55/1390

=3.78×103N ·mm

βH k =1.11+0.18（1+6.72d Φ）2

d Φ+0.15×103-b

=1.11+0.18（1+6.7×0.25）×0.25+0.15×0.001×0.5

=1.23045

K=1×1.05×1.0×1.6

=1.218

查得：b/h=23/4.5

=5.11

βF k =1.16

αF Y ——载荷作用与齿顶时齿形系数

sa Y ——载荷作用与齿顶时应力校正系数

查表得：αF Y =2.69，sa Y =1.575

则 F σ=215

85.0575.169.2100078.3218.12??????? =18.4MPa

F

F FN F S k lim ][σσ= N=60njL h

=60×1390×1×20000

=1.668×610

s ——疲劳强度安全系数

s=25.1,1===F n s s s ～1.5

K N ——寿命系数 （0.1,0.1==HN FN K K ）

lim σ——齿轮的疲劳强度

ST

FE F Y σσ=lim

=340MPa

lim H σ=520MPa

[25

.13400.1]?=F σ=272MPa

所以 ][F F σσ< ][)

1(2311H E H d H Z Z u d u kT σσ≤Φ±=

其中：

Z H ——区域系数

Z E ——弹性影响系数

=H Z

K H ==ΛβαH H v k k k k 1×1.05×1.0×1.23045 =1.29

8.1895.221260

5.0100078.329.122??+?????=H σ =259.89

[H σ]=520MPa

所以 ][H H σσ<

因此，所设计的齿轮1、2也满足齿面接触疲劳强度要求

同理也可得到所设立的齿轮3、4也满足齿面接触疲劳强度要求

齿轮设计合格

2．主轴的验算

按弯扭合成应力校核轴的强度：

根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图2.5（a ）。并分别作出水平方向和垂直方向的弯矩图，如图（b ），（c ），以及扭矩图，如图（d ）。

轴的结构图与弯矩图

先计算轴上的载荷：

31111078.31390

55.095500009550000?=?==n P T N ·m 齿轮的分度圆直径为：

301521=?==mz d

=??==30

100078.32211d T F t 252N N F F t r 8620tan 252tan === α