天津職業(yè)技術(shù)示范大學(xué)立式數(shù)控銑床Y軸說明書

1、天津職業(yè)技術(shù)師范大學(xué) 課程設(shè)計(jì)說明書 立式數(shù)控銑床工作臺（Y軸）設(shè)計(jì)院 （系） 機(jī)械工程學(xué)院 專 業(yè) 機(jī)電技術(shù)教育 班 級 機(jī)電1313 學(xué) 生 沈志勇 指導(dǎo)老師 劉朝華 2016 年 1 月 15 日 目 錄第一章 前言2第二章 概述3第三章 設(shè)計(jì)主要步驟33.1 設(shè)計(jì)計(jì)算33.2 滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗(yàn)93.3 計(jì)算機(jī)械傳動系統(tǒng)的剛度103.4 驅(qū)動電動機(jī)的選型與計(jì)算123.5機(jī)械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析153.6機(jī)械傳動系統(tǒng)的誤差與分析計(jì)算153.7確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和型號規(guī)格16第四章 工作臺部件裝配圖17參考文獻(xiàn)17致謝17第一章 前言當(dāng)今世界數(shù)控技術(shù)及裝備發(fā)展的趨勢及我國

2、數(shù)控裝備技術(shù)發(fā)展和產(chǎn)業(yè)化的現(xiàn)狀 在我國對外開放進(jìn)一步深化的新環(huán)境下 ,發(fā)展我國數(shù)控技術(shù)及裝備、提高我國制造業(yè)信息化水平和國際競爭能力的重要性 ,并從戰(zhàn)略和策略兩個層面提出了發(fā)展我國數(shù)控技術(shù)及裝備的幾點(diǎn)看法。裝備工業(yè)的技術(shù)水平和現(xiàn)代化程度決定著整個國民經(jīng)濟(jì)的水平和現(xiàn)代化程度 ,數(shù)控技術(shù)及裝備是發(fā)展新興高新技術(shù)產(chǎn)業(yè)和尖端工業(yè)的使能技術(shù)和最基本的裝備 ,又是當(dāng)今先進(jìn)制造技術(shù)和裝備最核心的技術(shù)。數(shù)控技術(shù)是用數(shù)字信息對機(jī)械運(yùn)動和工作過程進(jìn)行控制的技術(shù) ,而數(shù)控裝備是以數(shù)控技術(shù)為代表的新技術(shù)對傳統(tǒng)制造產(chǎn)業(yè)和新興制造業(yè)的滲透形成的機(jī)電一體化產(chǎn)品 ,其技術(shù)范圍覆蓋很多領(lǐng)域。 數(shù)控機(jī)床課程設(shè)計(jì)是一個重要的時(shí)間性

3、教學(xué)環(huán)節(jié)，要求學(xué)生綜合的運(yùn)用所學(xué)的理論知識，獨(dú)立進(jìn)行的設(shè)計(jì)訓(xùn)練，主要目的：1、通過設(shè)計(jì)，使學(xué)生全面地、系統(tǒng)地了解和掌握數(shù)控機(jī)床的基本組成及其想關(guān)知識，學(xué)習(xí)總體的方案擬定、分析與比較的方法。2、通過對機(jī)械系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，掌握幾種典型傳動元件與導(dǎo)向元件的工作原理、設(shè)計(jì)計(jì)算及選用的方式3、通過對機(jī)械系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，掌握常用伺服電機(jī)的工作原理、計(jì)算控制方法與控制驅(qū)動方式4、培養(yǎng)學(xué)生獨(dú)立分析問題和解決問題的能力，學(xué)習(xí)并樹立“系統(tǒng)設(shè)計(jì)”的思想5、鍛煉提高學(xué)生應(yīng)用手冊和標(biāo)準(zhǔn)、查閱文獻(xiàn)資料及撰寫科技論文的能力第二章 概述1.技術(shù)要求工作臺、工件和夾具的總質(zhì)量(所受的重力7800N)，其中，工作臺的質(zhì)量(所受的重力49

4、00N)；工作臺的最大行程；工作臺快速移動速度；工作臺采用貼塑導(dǎo)軌，導(dǎo)軌的動摩擦系數(shù)=0.15,靜摩擦系數(shù)=0.2；工作臺的定位精度為35，重復(fù)定位精度為25；機(jī)床的工作壽命為20 000 h(即工作時(shí)間為10年)。對滾珠絲杠螺母副采用預(yù)緊措施，并對滾珠絲杠進(jìn)行預(yù)拉伸。機(jī)床采用主軸伺服電動機(jī)，額定功率，機(jī)床采用端面銑刀進(jìn)行強(qiáng)力切削，銑刀直徑D125 mm，主軸轉(zhuǎn)速，切削狀況如下表所示。 切削方式 進(jìn)給速度(mmin) 時(shí)間比例() 備 注 強(qiáng)力切削 06 10 主電動機(jī)滿功率條件下切削 一般切削 08 30 粗加工 精加工切削 1 50 精加工 快速進(jìn)給 15 10 空載條件下工作臺快速進(jìn)給2

5、.總體設(shè)計(jì)方案為了滿足以上技術(shù)要求,采取以下技術(shù)方案。(1) 工作臺工作面尺寸(寬度長度)確定為 400 mm1 200 mm。(2) 工作臺的導(dǎo)軌采用矩形導(dǎo)軌,在與之相配的動導(dǎo)軌滑動面上貼聚四氟乙烯(PT-FE)導(dǎo)軌板。 同時(shí)采用斜鑲條消除導(dǎo)軌導(dǎo)向面的間隙,在背板上通過設(shè)計(jì)偏心輪結(jié)構(gòu)來消除導(dǎo)軌背面與背板的間隙,并在與工作臺導(dǎo)軌相接觸的斜鑲條接觸面上和背板接觸面上貼塑。(3) 對滾珠絲杠螺母副采用預(yù)緊措施,并對滾珠絲杠進(jìn)行預(yù)拉伸。(4) 采用伺服電動機(jī)驅(qū)動。(5) 采用膜片彈性聯(lián)軸器將伺服電動機(jī)與滾珠絲杠直連。第三章 主要設(shè)計(jì)步驟2.1設(shè)計(jì)計(jì)算1. 主切削力及其切削分力計(jì)算(1) 計(jì)算主切削力

6、。根據(jù)已知條件,采用端面銑刀在主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速下進(jìn)行強(qiáng)力切削(銑刀直徑 D = 125mm)時(shí),主軸具有最大扭矩,并能傳遞主電動機(jī)的全部功率。 此時(shí),銑刀的切削速度為:若主傳動鏈的機(jī)械效率 =0. 8,按式(2-6)可計(jì)算主切削力:(2) 計(jì)算各切削分力。根據(jù)表 2-1 可得工作臺縱向切削力 、橫向切削力 和垂向切削力 分別為= 0.4= 0.4 2841.53 N = 1136.61 N= 0.95= 0.95 2841.53 N = 2699.45 N= 0.55= 0.55 2841.53 N = 1562.84 N2. 導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)計(jì)算(1) 按式(2-8a)計(jì)算在切削狀態(tài)下的導(dǎo)軌摩擦力 。

7、 此時(shí),導(dǎo)軌動摩擦系數(shù)= 0.15,查表2-3得鑲條緊固力 g=1500 N則、=（W+g+）N =0.15（7800+1500+2699.45+1562.84）N = 2034.34 N(2) 按式(2-9a)計(jì)算在不切削狀態(tài)下的導(dǎo)軌摩擦力 0和導(dǎo)軌靜摩擦力 F0。 0= (W + g) = 0.15 (7800 + 1500) N = 1395 N F0 = 0(W + g) = 0.2 (7800 + 1500) N = 1860 N3.滾珠絲杠的動載荷計(jì)算與直徑估算(1)按式(2-10a)計(jì)算最大軸向負(fù)載力 。= + = (1136.61 + 2034.34) N = 3170.95

8、N(2) 按式(2-11a)計(jì)算最小軸向負(fù)載力 。= F0= 1395 N4.滾珠絲杠的動載荷計(jì)算與直徑估算1)確定滾珠絲杠的導(dǎo)程根據(jù)已知條件,取電動機(jī)的最高轉(zhuǎn)速 =1500 r/min,則由式(2-16)得2) 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速和平均載荷(1) 估算在各種切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷。將強(qiáng)力切削時(shí)的軸向載荷定為最大軸向載荷 ,快速移動和鉆鏜定位時(shí)的軸向載荷定為最小軸向載荷 。 一般切削(粗加工)和精細(xì)切削(精加工)時(shí),滾珠絲杠螺母副的軸向載荷 、分別可按下式計(jì)算:= + 20%,= + 5%并將計(jì)算結(jié)果填入表 4-2。表 4-2數(shù)控銑床滾珠絲杠的計(jì)算切削方式軸向載荷/N進(jìn)給速度/

9、（m/min）時(shí)間比例/()備 注強(qiáng)力切削3170.95v1=0.610F1=Famax一般切削2029.19v2=0.830F2=Famin+ 20%Famax精加工切削1553.55v3=150F3= Famin+ 5%Famax快速進(jìn)給1395v4=1510F4=Famin(2) 計(jì)算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉(zhuǎn)速。(3) 按式(2-17)計(jì)算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速 。 =(4) 按式(2-18)計(jì)算滾珠絲杠螺母副的平均載荷 。3) 確定滾珠絲杠預(yù)期的額定動載荷(1) 按預(yù)定工作時(shí)間估算。 查表 2-28 得載荷性質(zhì)系數(shù) w=1. 3。 已知初步選擇的滾珠絲杠的精度等級為2 級,

10、查表2-29 得精度系數(shù) a=1,查表2-30 得可靠性系數(shù) c=0. 44,則由式(2-19)得 (2) 因?qū)L珠絲杠螺母副將實(shí)施預(yù)緊,所以可按式(2-21)估算最大軸向載荷。 查表2-31得預(yù)加載荷系數(shù) e=4.5,則(3) 確定滾珠絲杠預(yù)期的額定動載荷 。取以上兩種結(jié)果的最大值,即 =31477.53 N。4) 按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑(1) 根據(jù)定位精度和重復(fù)定位精度的要求估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形。已知工作臺的定位精度為35,重復(fù)定位精度為25,根據(jù)式(2-23)、式（2-24）以及定位精度和重復(fù)定位精度的要求,得取上述計(jì)算結(jié)果的較小值,即 max=7 m。(

11、2) 估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑。本機(jī)床工作臺(Y軸)滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用兩端固定方式。滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為L= 行程 + 安全行程 + 2 余程 + 螺母長度 + 支承長度 (1. 2 1. 4) 行程 + (25 30)取 L= 1. 4 行程 + 30 = (1. 4 600 + 30 13) mm = 1143 mm又=1395N,由式(2-26)得5) 初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號根據(jù)計(jì)算所得的 、,初步選擇 FFZD 型內(nèi)循環(huán)墊片預(yù)緊螺母式滾珠絲杠螺母副 FFZD4010-5(見本書附錄 A 表 A-3),其

12、公稱直徑、基本導(dǎo)程 、額定動載荷和絲杠底徑如下= 40 mm,= 13 mm= 46500 N = 31477.53 N= 34. 3 mm = 18.59 mm故滿足式(2-27)的要求。6) 由式(2-29)確定滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力 7) 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的目標(biāo)行程補(bǔ)償值與預(yù)拉伸力(1) 按式(2-31)計(jì)算目標(biāo)行程補(bǔ)償值 。已知溫度變化值 t=2 ,絲杠的線膨脹系數(shù) =1110-6m / ,滾珠絲杠螺母副的有效行程= 工作臺行程 + 安全行程 + 2 余程 + 螺母長度 = (600 + 100 + 2 20 + 146) mm = 886 mm故 = 11t 10-6= 11 2

13、886 10-6mm = 0. 02 mm(2) 按式(2-32)計(jì)算滾珠絲杠的預(yù)拉伸力 。已知滾珠絲杠螺紋底徑 =34.3 mm,滾珠絲杠的溫升變化值 t=2 ,則= 1.81t= 1.81 2 34.32 N = 4258.89 N8) 確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號(1) 按式(2-33)計(jì)算軸承所承受的最大軸向載荷 。(2) 計(jì)算軸承的預(yù)緊力 。(3) 計(jì)算軸承的當(dāng)量軸向載荷 。(4) 按式(2-15)計(jì)算軸承的基本額定動載荷 C。已知軸承的工作轉(zhuǎn)速 n = = 280 r/ min,軸承所承受的當(dāng)量軸向載荷 =3942.12 N,軸承的基本額定壽命 L=20 000 h。 軸

14、承的徑向載荷和軸向載荷 分別為因?yàn)?所以查表 2-25 得,徑向系數(shù) X=1.9,軸向系數(shù) Y=0.54,故(5) 確定軸承的規(guī)格型號。因?yàn)闈L珠絲杠螺母副擬采取預(yù)拉伸措施,所以選用 60角接觸球軸承組背對背安裝,以組成滾珠絲杠兩端固定的支承形式。由于滾珠絲杠的螺紋底徑為34.3mm,所以選擇軸承的內(nèi)徑 d為30mm,以滿足滾珠絲杠結(jié)構(gòu)的需要。 在滾珠絲杠的兩個固定端均選擇國產(chǎn) 60角接觸球軸承兩件一組背對背安裝,組成滾珠絲杠的兩端固定支承方式。軸承的型號為 TNI/ P4DFB,尺寸(內(nèi)徑外徑寬度)為 30 mm72 mm19 mm,選用脂潤滑。該軸承的預(yù)載荷能力 為 2900 N,大于計(jì)算所

15、得的軸承預(yù)緊力 = 1948.12 N。并在油滑狀態(tài)下的極限轉(zhuǎn)速為3100 r/ min,高于滾珠絲杠的最高轉(zhuǎn)速 =2000r/ min,故滿足要求。該軸承的額定動載荷為 C=34500 N,而該軸承在 20000 h工作壽命下的基本額定動載荷 C=34372.10 N,也滿足要求。3.2滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗(yàn)1.滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗(yàn)本工作臺的滾珠絲杠支承方式采用預(yù)拉伸結(jié)構(gòu)，絲杠始終受拉而不受壓。因此，不存在壓桿不穩(wěn)定問題。2.滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速nc的校驗(yàn)根據(jù)圖4-1可得滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算長度L2=837.5mm。已知彈性模量E=2.1105MPa，材料密度，重

16、力加速度g=9.8103mm/s2，安全系數(shù)K1=0.8。由表2-44得=4.73。滾珠絲杠的最小慣性為滾珠絲杠的最小截面積為故可由式（2-36）得本工作臺滾珠絲杜螺母副的最高轉(zhuǎn)速為1500r/min，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于其臨界轉(zhuǎn)速，故滿足要求。3.滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗(yàn)滾珠絲杠螺母副的壽命，主要懲指疲勞壽命。它是指一批尺寸、規(guī)格、精度相同的滾珠絲杠在相同的條件下回轉(zhuǎn)時(shí)，其中90%不發(fā)生疲勞剝落的情況下運(yùn)轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)速。盤附錄A表A-3得滾珠絲村額定動載荷=46500N,運(yùn)轉(zhuǎn)條件系數(shù)=1.2,滾珠絲杠的軸向載荷3170.95 N,滾珠絲杠螺母副轉(zhuǎn)速，故由式(2-37)、式(2-38)得一般來講，在設(shè)計(jì)數(shù)

17、控機(jī)床時(shí),應(yīng)保證滾珠絲杠螺母副的總時(shí)間壽命，故滿足要求。3.3計(jì)算機(jī)械傳動系統(tǒng)剛度1. 機(jī)械傳動系統(tǒng)的剛度計(jì)算(1) 計(jì)算滾珠絲杠的拉壓剛度 。本工作臺的絲杠支承方式為兩端固定,由圖 4-1 可知,當(dāng)滾珠絲杠的螺母中心位于滾珠絲杠兩支承的中心位置(a=L/2,L=1075 mm)時(shí),滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度,可按式(2-45a)計(jì)算:當(dāng) a=837.5 mm 或 a=237.5 mm 時(shí)(即滾珠絲杠的螺母中心位于行程的兩端位置時(shí)),滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度,可按式(2-45b)計(jì)算:(2) 計(jì)算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度 Kb。已知軸承接觸角 =60,滾動體直徑 =7. 144

18、mm,滾動體個數(shù) Z=17,軸承的最大軸向工作載荷=5844.37 N,由表 2-45、表 2-46 得(3) 計(jì)算滾珠與滾道的接觸剛度 Kc。查附錄 A 表 A-3 得滾珠與滾道的接觸剛度K =1585 N/m,額定動載荷Ca=46500 N,滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷 =3170.95 N,故由式(2-46b)得(4) 計(jì)算進(jìn)給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度 K。由式(2-47a)得進(jìn)給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為故=442.05 N/m。由式(2-47b)得進(jìn)給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為故=371.27 N/m。2.滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算由圖4-1可知，扭矩作用點(diǎn)之間的距離=

19、945.5mm。已知剪切模量G=8.1104MPa，滾珠絲杠的底徑=34.310-3m。由式(2-48)得3.4 驅(qū)動電機(jī)的選型與計(jì)算1.計(jì)算折算到電動機(jī)軸上的負(fù)載慣量(1)計(jì)算滾珠絲杜的轉(zhuǎn)動慣量。已知滾珠絲杠的密度=7.810-3 kg/cm3，由式（2-63 )得(2)計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量。(3)計(jì)算折算到電動機(jī)軸上的移動部件的轉(zhuǎn)動慣量。巳知機(jī)床執(zhí)行部件（即工作臺、工件和夾具）的總質(zhì)量 m = 800 kg，電動機(jī)每轉(zhuǎn)一圏，機(jī)床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L= 1 cm,則由式(2-65)得(4)由式(2-66)計(jì)算加在電動機(jī)軸上總的負(fù)載轉(zhuǎn)動慣量。2.計(jì)算折算到電動機(jī)軸上的負(fù)載力矩(1)計(jì)算切

20、削負(fù)載力矩。已知在切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸的軸向負(fù)載力= 3170.95 N，電動機(jī)每轉(zhuǎn)一圈，機(jī)床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L = 10 mm = 0.01 m，進(jìn)給傳動系統(tǒng)的總效率= 0. 90,由式(2-54)得(2)計(jì)算摩擦負(fù)載力矩。已知在不切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸的軸向負(fù)載力（即為空載時(shí)的導(dǎo)軌摩擦力）= 1395 N ，由式(2-55)得(3) 計(jì)算由滾珠絲杠的預(yù)緊而產(chǎn)生的附加負(fù)載力矩。已知滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力= 1056.98 N,滾珠絲杠螺母副的基本導(dǎo)程= 10 mm = 0.1 mm，滾珠絲杠螺母副的效率= 0.94,由式(2-56)得3.計(jì)算坐標(biāo)軸折算到電動機(jī)軸上的各種所需的力矩(1)計(jì)算線性

21、加速力矩。巳知機(jī)床執(zhí)行部件以最快速度運(yùn)動時(shí)電動機(jī)的最高轉(zhuǎn)速= 1500 r/min，電動機(jī)的轉(zhuǎn)動慣量= 62 kgcm2 ，坐標(biāo)軸的負(fù)載慣量人= 56.33 kgcm2，進(jìn)給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益 = 20Hz，加速時(shí)間 0.15 s，由式(2-58)得(2) 計(jì)算階躍加速力矩。已知加速時(shí)間0.05 s，由式（2-59)得(3) 計(jì)算坐標(biāo)軸所需的折算到電動機(jī)軸上的各種力矩。按式(2-61)計(jì)算線性加速時(shí)空載動力矩。（11.77+2.79+0.21）Nm = 14.77 Nm按式(2-61)計(jì)算階躍加速時(shí)空載啟動力矩。（37.16+2.79+0.21）Nm = 40.16 Nm按式(2-57a)計(jì)

22、算快進(jìn)力矩。（2.79+0.21）Nm = 3.0 Nm按式(2-571:0計(jì)算工進(jìn)力矩。（5.52+0.21）Nm = 5.73 Nm4.選擇驅(qū)動電動機(jī)的型號(1)選擇驅(qū)動電動機(jī)的型號。根據(jù)以上計(jì)算和表2-47，選擇日本FANUC公司生產(chǎn)的l2/3000i型交流伺服電動機(jī)為驅(qū)動電動機(jī)。主要技術(shù)參數(shù)如下：額定功率，3 kW；最高轉(zhuǎn)速，3000 r/min；額定力矩，12 Nm；轉(zhuǎn)動慣量，62 kgcm2；質(zhì)量，18 kg。 交流伺服電動機(jī)的加速力矩一般為額定力矩的5 10倍。若按5倍計(jì)算,則該電動機(jī)的加速力矩為60 Nm，均大于本機(jī)床丁作臺的線性加速時(shí)所需的空載啟動動力矩= 14.77 Nm以

23、及階躍加速時(shí)所需的空載啟動力矩= 40.16 Nm，因此，不管采用何種加速方式，本電動機(jī)均滿足加速力矩要求。該電動機(jī)的額定力矩為12 Nm，均大于本機(jī)床工作臺快進(jìn)時(shí)所需的驅(qū)動力矩= 3.0 Nm以及工進(jìn)時(shí)所需的驅(qū)動力矩= 5.73 Nm，因此，不管是快進(jìn)還是工進(jìn)，本電動機(jī)均滿足驅(qū)動力矩要求。(2)慣量匹配驗(yàn)算。為了使機(jī)械傳動系統(tǒng)的慣量達(dá)到較合理的匹配,系統(tǒng)的負(fù)載慣量與伺服電動機(jī)的轉(zhuǎn)動慣量之比一般應(yīng)滿足式（2-67),即而在本例中，故滿足慣量匹配要求。3.5機(jī)械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析1.計(jì)算絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率巳知滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度,而滾珠絲杠螺母副和機(jī)床執(zhí)行部件的等效質(zhì)量（其中，m、,分別是機(jī)床執(zhí)行部件的質(zhì)量(kg)和滾珠絲杠螺母副的質(zhì)量（kg),則m=800kg2.計(jì)算扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的最低固有頻率折算到滾珠絲杠軸上的系統(tǒng)總當(dāng)量轉(zhuǎn)動慣量為已知絲杠的扭轉(zhuǎn)剛度=11062.07 Nm/rad,則rad/s= 1831 rad/s由以上計(jì)算可知，絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率=679 rad/s、扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的最低固有頻=1831 rad/s都比較高。一般按=300 rad/s的要求來設(shè)計(jì)機(jī)械傳動系統(tǒng)的剛度，故滿足要求。3.6機(jī)械傳動系統(tǒng)的誤差計(jì)算與分析1.計(jì)算機(jī)械傳動系統(tǒng)的反向死區(qū)巳知進(jìn)給傳動系統(tǒng)的最小綜合拉壓剛度=371