幸貴武課程設計

1、課程設計設計題目：ZX5型數(shù)控鉆銑床工作臺設計 課程名稱： 數(shù)控技術課程設計 學 院： 機械學院 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化姓 名： 幸貴武 學 號： 1008030218 年 級： 2010 任課教師： 胡月明 楊文杰 2013年12月28日貴州大學本科課程設計誠信責任書本人鄭重聲明：本人所呈交的課程論文（設計），是在導師的指導下獨立進行研究所完成。課程論文（設計）中凡引用他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的成果、數(shù)據(jù)、觀點等，均已明確注明出處。特此聲明。論文（設計）作者簽名： 日 期： 貴州大學本科課程設計任務書學生信息學號1008030218學院機械學院班級姓名幸貴武專業(yè)機械設計制造及其自動化機自

2、103教師信息姓名胡月明職稱副教授學歷碩士教師信息姓名楊文杰職稱副教授學歷碩士任務書發(fā)出時間2013年12月9日設計題目ZX5型數(shù)控鉆銑床工作臺設計論文（設計）起止時間2013年12月16日2014年1月3日共需周數(shù)3主要內(nèi)容: 設計一套數(shù)控鉆銑床XY工作臺 結(jié)合設計任務的要求擬定總體機械和電氣控制設計方案。 根據(jù)擬定的機械設計方案進行XY坐標數(shù)控工作臺的機械結(jié)構(gòu)設計計算和元件的選用。 根據(jù)擬定的電氣設計方案進行數(shù)控系統(tǒng)方案框圖設計及步進電機驅(qū)動電路的設計計算及相關元器件選用。 完成工作臺機械結(jié)構(gòu)的工程圖和相關電氣原理圖的繪制。 編寫設計說明書。主要要求: 方案擬定正確，設計計算根據(jù)來源可靠，

3、計算數(shù)據(jù)準確無誤。 元氣件選用正確規(guī)范符合國家頒布標準。 機械裝配圖紙及相關電氣圖紙的繪制要求視圖完整、符合最新國家標準，圖面整潔、質(zhì)量高。 機械和電氣部份圖紙折合總量不低于 1 張“0”號圖量，其中必須含工作臺機械裝配圖1張、電氣控制原理框圖、相關步進驅(qū)動控制電路等電氣原理圖12張。 課程設計說明書應闡述整個設計內(nèi)容：如課題來源現(xiàn)實意義、總體方案確定、系統(tǒng)框圖分析、電氣元件選用說明、機械傳動和驅(qū)動電路的設計、選用以及機械和電氣的其它部分。說明書要突出重點，圖文并茂、文字通暢、計算正確、字跡清晰、內(nèi)容完整。說明書頁數(shù)不少于 20 頁。預期目標:設計出符合任務書要求的的數(shù)控鉆銑床XY聯(lián)動工作臺、

4、電氣控制原理框圖、步進電機驅(qū)動電路，撰寫不低于20頁左右設計論文，并附錄相關資料及設計圖紙。計劃進程:序號計劃時間進程112.912.16課題調(diào)研及資料收集，研究問題及提出初步總體方案212.1612.17總體方案論證及確定312.1712.23機械部分方案論證確定及計算412.2312.30電氣部分方案論證確定及設計512.301.1撰寫論文及繪制相關圖紙61.3答辯主要參考文獻:1李斌. 數(shù)控技術M.華中科技大學出版社，2013.12尹志強.機電一體化系統(tǒng)設計課程設計指導書，2007.73成大先. 機械設計手冊(單行本· 機械傳動)M. 北京：化學工業(yè)出版社，2004.14沈愛琴

5、. 數(shù)控技術課程設計指導書Z. 貴陽：貴州工業(yè)大學機電教研室，1998.95張毅剛. 單片機原理及應用M. 北京：高等教育出版社，2004.16機電一體化技術手冊編委會. 機電一體化技術手冊M. 北京：機械工業(yè)出版社，1999.97陸昆，奚大順，李之權(quán)等. 電子設計技術M. 北京：電子科技大學出版社，1998.10ZX5型數(shù)控鉆銑床工作臺設計數(shù)據(jù)說明參數(shù)指標單位量綱鉆銑床型號ZX1ZX2ZX3ZX4ZX5ZX6ZX7ZX8加速時間TS0.10.10.20.20.30.30.40.4Y向以上質(zhì)量（含臺面、工件及夾具等）Kg5055606570758090X向坐標行程 mm100150200200

6、240250250300Y向坐標行程 80100120150160200240250工作臺面(X×Y)mm2120×100180×150220×150220×180280×200280×220280×260320×280工作臺最快快速進給速度（快進）mm/min1000150020002500工作臺最大切削進給速度（工進）400500500600脈沖當量mm/pulse0.01定位精度mm0.05重復定位精度mm0.03步進電機步距角°自定導軌類型自定滾珠絲杠螺距自定控制系統(tǒng)類型自定設備使用壽命

7、10年；年均工作280天；每天8小時加工參數(shù)立銑刀最大直徑D=15mm立銑刀齒數(shù)Z=3大銑削寬度銑削深度每齒進給量0.1mm銑刀轉(zhuǎn)速500r/min加工材料碳素鋼或有色金屬ZX5型數(shù)控鉆銑床工作臺設計摘 要數(shù)控技術及數(shù)控機床在當今機械制造業(yè)中的重要地位和巨大效益，顯示了其在國家基礎工業(yè)現(xiàn)代化中的戰(zhàn)略性作用，并已成為傳統(tǒng)機械制造工業(yè)提升改造和實現(xiàn)自動化、柔性化、集成化生產(chǎn)的重要手段和標志。數(shù)控技術及數(shù)控機床的廣泛應用，給機械制造業(yè)的產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)、產(chǎn)品種類和檔次以及生產(chǎn)方式帶來了革命性的變化。數(shù)控機床是現(xiàn)代加工車間最重要的裝備。它的發(fā)展是信息技術與制造技術結(jié)合發(fā)展的結(jié)果?，F(xiàn)代的CAD/CAM、FMS、

8、CIMS、敏捷制造和智能制造技術，都是建立在數(shù)控技術之上的。掌握現(xiàn)代數(shù)控技術知識是現(xiàn)代機電類專業(yè)學生必不可少的。本次設計內(nèi)容介紹了數(shù)控銑床的特點、電機選型、減速箱的設計、驅(qū)動電路設計、控制系統(tǒng)設計、機械傳動部件計算及選型、滾珠絲杠選型、軸承選型、機械傳動系統(tǒng)剛度計算、以及程序?qū)嵗取ｊP鍵詞：數(shù)控技術，步進電動機，電氣控制，減速箱，機械傳動貴州大學本科課程設計論文 第 34 頁目 錄摘 要 I第一章 前 言11.1 數(shù)控銑床X-Y工作臺概述11.2 國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀分析11.3 工作臺的應用21.4 發(fā)展趨勢21.5 數(shù)控鉆銑床系統(tǒng)XY工作臺設計的目的 2第二章 數(shù)控機床的總體設計 32.1 導

9、軌副的選用42.2 伺服電機的選用42.3 絲杠螺母副的選用5 2.4 減速裝置的選用5 2.5 控制系統(tǒng)的設計5第三章 機械傳動部件的計算與選型 63.1 工作臺外形尺寸及重量初步估算63.2 計算切削力83.3 直線滾動導軌副的計算與類型93.3.1 工作載荷的計算93.3.2 小時額定工作壽命的計算93.3.3 距離額定壽命計算93.3.4 額定動載荷計算103.3.5 產(chǎn)品選型103.3.6 距離額定壽命L的計算113.4 滾珠絲杠副設計計算及其型號選擇113.4.1 最大工作載荷的計算113.4.2 最大動工作載荷的計算123.4.3 初選型號123.4.4 傳動效率的計算123.4

10、.5 剛度的驗算 133.4.6 壓桿穩(wěn)定性校核133.4.7 臨界轉(zhuǎn)速的驗算143.4.8 滾珠絲杠的選型及安裝連接尺寸的確定143.5 確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號15第四章 計算機械傳動系統(tǒng)的剛度 164.1 計算滾珠絲杠的拉壓剛度 164.2 計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度 174.3 計算滾珠與滾道的接觸剛度 174.4 計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度K184.5 滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度計算 18第五章 步進電動機減速箱的選用 19第六章 步進電機的傳動計算及電動機的選用 206.1 加在步進電動機轉(zhuǎn)軸上的總轉(zhuǎn)動慣量206.2 計算加在步進電動機轉(zhuǎn)軸上的等效負載轉(zhuǎn)矩 2

11、1 6.3 步進電動機最大靜轉(zhuǎn)矩的選定 23 6.4 步進電動機的性能校核 246.5 其余附件的選擇 246.5.1 聯(lián)軸器的選擇246.5.2 步進電動機驅(qū)動電源的選用25第七章 驅(qū)動電路及控制系統(tǒng)的設計 257.1 步進電動機的控制與驅(qū)動267.2 驅(qū)動電路流程設計267.3 驅(qū)動電路的時間常數(shù)277.4 電源電路的確定277.5 元器件的確定287.5.1 確定三極管287.5.2 確定R2和R3287.6 驅(qū)動電源的選用及驅(qū)動電源與控制器的接線方式287.7 進給控制系統(tǒng)原理框圖307.8 鉆銑床的加工程序舉例 30第八章 結(jié) 論31第九章 參考文獻 32致 謝32第一章 前 言1.

12、1 數(shù)控銑床X-Y工作臺概述X-Y數(shù)控工作臺是許多機電一體化設備的基本部件，如數(shù)控車床的縱橫向進刀機構(gòu)、數(shù)控銑床和數(shù)控鉆床的X-Y工作臺、激光加工設備的工作臺、電子元件表面貼裝設備等。模塊化的X-Y數(shù)控工作臺，通常由導軌座、移動滑塊、工作、滾珠絲杠螺母副，以及伺服電動機等部件構(gòu)成。其外觀形式如圖1.1。其中伺服電動機做執(zhí)行元件用來驅(qū)動滾珠絲杠，滾珠絲杠螺母帶動滑塊和工作平臺在導軌上運動，完成工作臺在X、Y方向的直線移動。導軌副、滾珠絲杠螺母副和伺服電動機等均以標準化，由專門廠家生產(chǎn)，設計時只需根據(jù)工作載荷選取即可?？刂葡到y(tǒng)根據(jù)需要，可以選取用標準的工作控制計算機，也可以設計專用的微機控制系統(tǒng)。

13、1.2 國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀分析國家的繁榮是以其先進機器作為輔助，機床包括床身、立柱、工作臺、進給機構(gòu)等機械部件。工作臺作為數(shù)控機床的重要組成部分，也是影響加工精度的重要組成環(huán)節(jié)。從一開始為了滿足加工簡單的零件而設計的直線運動的XY工作臺，到現(xiàn)在為了實現(xiàn)多工位加工而制造的分度工作臺和回轉(zhuǎn)工作臺等。為了滿足現(xiàn)代制造業(yè)的發(fā)展，也為了環(huán)境的要求，工作臺的驅(qū)動裝置從原來的機械驅(qū)動變?yōu)橐簤候?qū)動，現(xiàn)在更多的采用了氣動裝置，更好的保護了環(huán)境，節(jié)約了資源。由于工作臺是一臺機床的關鍵配套部件，因此世界各國都有對其進行研究，我國在工作臺的研究開發(fā)方面也取得了長足的進步。1.3 工作臺的應用目前工作臺的種類繁多，傳統(tǒng)的

14、工作臺只能安裝在某一指定機床上，伴隨著科技的與時俱進，它們的功能也由傳統(tǒng)單一性向現(xiàn)代的多功能性方向發(fā)展，現(xiàn)在一些工作臺，它不僅可以安裝在鉆床上，還可以安裝在銑床和鏜床等機床上。并且目前部分工作臺還可以作為機床的第四回轉(zhuǎn)軸，大大提高了機床的性能。1.4 發(fā)展趨勢隨著國際上各種技術的突飛猛進的發(fā)展，工作臺的功能也向多功能復合化發(fā)展，工作臺也會不斷采用數(shù)控技術、控制理論等領域的最新技術成就，使其朝著運行高速化、加工高精化、功能復合化、控制智能化等方向發(fā)展。1.5 數(shù)控鉆銑床系統(tǒng)XY工作臺設計的目的1.使工作臺實現(xiàn)數(shù)控控制：讓數(shù)控機床可以完成普通機床難以完成或根本不能加工的復雜零件的加工；提升機床的加

15、工精度、柔性、生產(chǎn)率和操控，實現(xiàn)計算機控制，排除人為誤差，使零件的加工一致性好，質(zhì)量穩(wěn)定可靠；提升機床自動化程度，降低操作人員勞動強度。2.能夠正確運用機床數(shù)控系統(tǒng)等課程的基本理論的有關知識，學會設備數(shù)控化改造方案的擬定、比較、分析及進行必要的計算；通過對設備改造機械部分設計，掌握數(shù)控設備典型零件的計算方法和步驟以及正確的結(jié)構(gòu)設計方法；通過設備的數(shù)控系統(tǒng)硬件和軟件設計，掌握簡單的數(shù)控系統(tǒng)硬件及軟件設計的基本方法；通過畢業(yè)設計，初步樹立正確的設計思想，培養(yǎng)自己分析問題和解決問題的能力；提高自己應用手冊、標準以及編寫文件等資料的能力。第二章 數(shù)控機床的總體設計機床設計的第一步，是總體設計?？傮w設計

16、是機床和零件的設計依據(jù)，對整個機床的設計影響較大。因此必須全面地、周密的考慮，使總體設計在技術上合理先進，同時盡量降低他的成本，提高機床的效率。機床的總體設計主要包括下列的主要內(nèi)容：1.擬訂機床的總體方案。2.確定機床主要參數(shù)，如計算和選擇尺寸參數(shù)，運動參數(shù)，動力參數(shù)等。把機床的設計步驟歸納一下可以分成下面的步驟如圖所示。（1）主要的技術指標設計主要技術指標設計是后續(xù)設計的前提和依據(jù)設計認為的來源不同。（2）總體方案設計總體方案的設計主要包括運動功能設計、基本參數(shù)的設計、傳動系統(tǒng)設計、總體布局設計、控制系統(tǒng)設計。（3）總體方案的綜合評價與選擇在總體方案的設計階段，對其各種方案進行綜合評價，從中

17、選擇較好的方案（4）總體方案的設計修改或優(yōu)化對所選的方案進行進一步的修改或優(yōu)化，確定最終方案上面的設計內(nèi)容，在設計過程中要交叉進行。（5）詳細設計包括確定結(jié)構(gòu)原理方案、裝配圖的設計、分析計算或優(yōu)化（6）機床綜合評價對所設計的機床進行整機性能分析和綜合評價。上面步驟可以反復進行，一直達打設計結(jié)果滿意為止。在設計過程中，設計與評價反復進行，可以提高依次設計成功率。同時設計的過程中盡量要考慮機床的操作部位的布局，要求達到人機達到和諧。設計任務機床主要技術指標設計機床總體方案設計總體方案設計總體方案綜合評價與選擇總體方案的設計修改（優(yōu)化）圖續(xù)：詳細設計機床整機的綜合評價滿足設計要求結(jié)束機床的總體方案的

18、依據(jù)包括：機械傳動部件的選擇、導軌副的選用等。 2.1 導軌副的選用要設計數(shù)控銑床工作臺，需要承受的載荷不大，而且脈沖當量小，定位精度高，因此選用直線滾動導軌副，它具有摩擦系數(shù)小，不易爬行，傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊，安裝預緊方便等優(yōu)點。2.2 伺服電機的選用選用步進電動機作為伺服電動機后，可選開環(huán)控制，也可選閉環(huán)控制。任務書所給的精度對于步進電動機來說還是偏低，為了確保電動機在運動過程中不受切削負載和電網(wǎng)的影響而失步，決定采用開環(huán)控制，空載最快移動速度也只有2000mm/min,故本設計不必采用高檔次的伺服電機，因此可以選用混合式步進電機，以降低成本，提高性價比。2.3 絲杠螺母副的選用 步進電動機

19、的旋轉(zhuǎn)運動需要通過絲杠螺母副轉(zhuǎn)換成直線運動，需要滿足初選0.01mm脈沖當量，因為定位精度±0.05mm，對于機械傳動要有一定的精度損失，大約是1/3-1/2的定位精度，現(xiàn)取為1/2，即是±0.017mm和±0.025mm的定位精度，滑動絲杠副無法做到，只有選用滾珠絲桿副才能達到要求，滾珠絲桿副的傳動精度高、動態(tài)響應快、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、壽命長、效率高、預緊后可消除反向間隙。同時選用內(nèi)循環(huán)的形式，因為這樣摩擦損失小，傳動效率高，且徑向尺寸結(jié)構(gòu)緊湊，軸向剛度高。由于定位精度不高，故選擇的調(diào)隙方式是墊片調(diào)隙式，這種調(diào)隙方式結(jié)構(gòu)簡單，剛性好，裝卸方便。由于工作臺最快的移動速度V

20、xmax = Vymax =2000mm/min，所需的轉(zhuǎn)速不高，故可以采用一般的安裝方法，即“一端固定，一端游動”的軸承配置形式。2.4 減速裝置的選用 選擇了步進電動機和滾珠絲杠副以后，為了圓整脈沖當量，放大電動機的輸出轉(zhuǎn)矩，降低運動部件折算到電動機轉(zhuǎn)軸上的轉(zhuǎn)動慣量，可能需要減速裝置，且應有消間隙機構(gòu)。為此，本例決定采用無間隙齒輪傳動減速箱。 考慮到X、Y兩個方向的加工范圍相同，承受的工作載荷相差不大，為了減少設計工作量，X、Y兩個坐標的導軌副、絲杠螺母副、減速裝置、伺服電動機擬采用相同的型號和規(guī)格。2.5 控制系統(tǒng)的設計根據(jù)技術指標中最高控制速度，以及數(shù)控系統(tǒng)的經(jīng)濟性要求，選用MCS-5

21、1系列的8位單片機AT89S52作為控制系統(tǒng)的CPU，應該能夠滿足任務書給定的相關指標。要設計一臺完整的控制系統(tǒng)，在選擇CPU之后，還需要擴展程序存儲器、數(shù)據(jù)存儲器、I/O接口電路等。 步進電機控制XY軸系統(tǒng)總體框圖第三章 機械傳動部件的計算與選型3.1 工作臺外形尺寸及重量初步估算 根據(jù)給定的有效行程，畫出工作臺簡圖，估算X向和Y向工作臺承載重量和。選擇碳鋼，密度為7.81-7.85g/cm3 ，故選約7.83 g/cm3。XY工作臺如圖所示:圖3.1X向拖板(上拖板)尺寸為: 長×寬×高=320×280×40重量:按重量=體積*材料比重估算為: =

22、320×280×40×7.83×10-3×10-3×9.8=275NY向拖板(下拖板)尺寸為: 長×寬×高=320×320×40重量=320×320×40×7.83×10-3×10-3×9.8=314N上導軌(含電機)、臺面、 夾具及工件等估算重量為：70×9.8=686NX-Y工作臺運動部分總重量為:W=275N+314N+686N=1275N按照下導軌上面移動部件的重量來進行估算。包括工件、夾具、工作平臺、上層電動機、減速

23、箱、滾珠絲杠副、直線滾動導軌副、導軌座等，估計重量約為1275N。3.2 計算切削力根據(jù)設計任務，加工材料為碳素鋼或有色金屬及如下參數(shù)：立銑刀 最大直徑的D=d=15mm立銑刀齒數(shù)Z=3大銑削寬度=15mm銑削深度=8mm設零件的加工方式為立式加工，采用硬質(zhì)合金銑刀，工件材料為碳素鋼。由數(shù)控加工工藝與編程中P13頁的表中，可知d=15mm的硬質(zhì)合金立銑刀最大的切削參數(shù)如下：每齒進給量fz=0.1mm銑刀轉(zhuǎn)速n=500r/min由金屬切削原理與刀具中P200,查得立銑時切削力計算公式為：代如上式得： FC =118×150.85×0.10.75 ×15-0.73&#

24、215;81.0×5000.1×3=1407N采用立銑刀進行圓柱銑削時，各銑削力之間的比值可由金屬切削原理與刀具中查得，各銑削力之間的比值范圍如下：=(1.01.2) 取1.1/=(0.20.3) 取0.25/=（0.350.4） 取0.38考慮逆銑時的情況，因為逆銑的情況的受力最大的情況，為了安全考慮這種最危險的工況。由此可估算三個方向的銑削力分別為： Ff=1.1FC=1548N（與絲杠軸線平行） Ffn=0.25FC=352N（與工作臺面垂直） Fe=0.38FC=535N（與絲杠軸線垂直）考慮立銑，則工作臺受到垂直方向的銑削力，受到水平方向的銑削力分別為和。今將水平

25、方向較大的銑削力分配給工作臺的縱向，則縱向銑削力，徑向銑削力為。FX=Ff=1548N Fy= Ffn=352NFZ=Fe=535N3.3 直線滾動導軌副的計算與類型3.3.1 工作載荷的計算工作載荷是影響導軌副壽命的重要因素，對于水平布置的十字工作臺多采用雙導軌、四滑塊的支承形式?？紤]最不利的情況，即垂直于臺面的工作載荷全部由一個滑塊承擔，則單滑塊所承受的最大垂直方向載荷為： 其中，移動部件重量G=1275N,外加載荷外加載荷F=Fe=535N。得最大工作載荷Fmax=853.75N=854N=0.854KN查機械設計師手冊查表341表根據(jù)工作載荷=0.854kN，初選直線滾動導軌副的型號為

26、KL系列的JSA-LG15型，其額定動載荷，額定靜載荷。3.3.2 小時額定工作壽命的計算預期工作臺的工作壽命為10年，一年365天，取工作時間為280天，每天工作8小時，因此得到小時額定工作壽Lh=22400h3.3.3 距離額定壽命計算由公式，從而得到式中：為小時額定工作壽命。 n為移動件每分鐘往復次數(shù)（46）取5S為移動件行程長度，由加工范圍為280mm×200mm取300mm代入數(shù)據(jù)，得：L=4032km .3.3.4 額定動載荷計算由公式從而得到：式中：為額定動載荷L為距離工作壽命，由上式可知為4032kmF為滑塊的工作載荷，由上式可知為854N代入數(shù)據(jù)得： =7379N=

27、0.7379N<<7.94KN3.3.5 產(chǎn)品選型根據(jù)額定動載荷，選擇滾動導軌，查滾動導軌生產(chǎn)廠家，選直線滾動導軌副的型號為KL系列的JSA-LG15型其結(jié)構(gòu)形式如下：圖3.2 直線滾動導軌副1、導軌 2、滑塊 3、返向器 4、密封端蓋 5、注油杯圖其主要參數(shù)如下：表3.1 JSA-LG15型直線滾動導軌副參數(shù)額定載荷靜態(tài)力矩/N.m滑座重量Kg導軌重量Kg/m導軌長度L/mm動載荷KN靜載荷KN7949.55555880.603.10640滑座個數(shù)M單行程長度S（m）每分鐘往返次數(shù)n474任務書規(guī)定工作臺的有效行程為LX=240mm,LY=160mm ,工作臺面尺寸280

28、5;200mm，考慮工作行程應留有一定余量，查表按標準系列，選取導軌的長度為640mm。3.3.6 距離額定壽命L的計算上述所取的KL系列JSA-LG15系列導軌副的滾道硬度為60HRC，工作溫度不超過C，每根導軌上配有兩只滑塊，精度為4級，工作速度較低，載荷不大。分別取硬度系數(shù)=1.0，溫度系數(shù)=1.00，接觸系數(shù)=0.81，精度系數(shù)=0.9，載荷系數(shù)=1.5，代入式，得距離壽命： =4762km 工作壽命的計算 Lh =26456h>22400h 故導軌工作壽命足夠。3.4 滾珠絲杠副設計計算及其型號選擇3.4.1 最大工作載荷的計算如前所述，在立銑時，工作臺受到進給方向的載荷（與絲

29、杠軸線平行）=154N,受到橫向載荷（與絲杠軸線垂直）Fy=352N，受到垂直方向的載荷（與工作臺面垂直）=Fy=535N。已知移動部件總重量W=1275N，按矩形導軌進行計算，取顛覆力矩影響系數(shù)K=1.1，滾動導軌上的摩擦系數(shù)=0.005。求得滾珠絲杠副的最大工作載荷：Fm=Feq=KFx+(Fv+Fy+W)=1.1×1548+0.005×( 535+352+1275)= 1714N 3.4.2 最大動工作載荷的計算設工作臺在承受最大銑削力時的最快進給速度v=500mm/min，初選絲杠導程P=6mm,則此時絲杠轉(zhuǎn)速=v/P=83r/min。預計滾珠絲杠的工作10年, 一

30、年365天，取工作時間為280天，每天工作8小時，由此得使用壽命為：T=10×280×8=22400h，根據(jù)數(shù)控機床系統(tǒng)設計中P110，公式54得：其中： T使用壽命 22400 h, 滾珠絲杠的當量轉(zhuǎn)速 83r/min。求得： =112（）查數(shù)控機床系統(tǒng)設計中P110，表5-1、5-2得，受中等沖擊載荷取值范圍，現(xiàn)取，滾道硬度為60HRC時，硬度影響系數(shù)取值，由數(shù)控機床系統(tǒng)設計中P109，式(5-3) 代入數(shù)據(jù)得：CC=10741N3.4.3 初選型號根據(jù)計算出的最大動載荷和初選的絲杠導程，選擇濟寧博特精密絲杠制造有限公司生產(chǎn)的G系列3206-4型滾珠絲杠副，為內(nèi)循環(huán)固定

31、反向器單螺母式，其公稱直徑=32mm，導程=6mm，循環(huán)滾珠為4圈×1系列，精度等級取5級，額定動載荷=18292N，大CC，滿足要求。3.4.4 傳動效率的計算 將公稱直徑d0=32mm，導程=6mm，代入，得絲杠螺旋升角=。將摩擦角=10，代入,得傳動效率=95.5%3.4.5 剛度的驗算X-Y工作臺上下兩層滾珠絲杠副的支承均采用“一端固定，一端游動的軸承配置”的方式。鋼的彈性模量E=2.1105Mpa;查表得滾珠直徑dw=DW=3.969mm，絲杠底徑=27.2mm,絲杠截面積。絲杠的拉伸或壓縮變形量在總變形量中占的比重較大，按忽略式中的第二項，算得絲杠在工作載荷作用下產(chǎn)生的拉

32、/壓變形量=0.008mmA.滾珠絲杠滾道間的接觸變形量2 根據(jù)公式=26-3=23，求得單圈滾珠數(shù)Z=23；該型號絲杠為單螺母，滾珠的圈數(shù)列數(shù)為41，代入公式Z圈數(shù)列數(shù)，得滾珠總數(shù)量=92。絲杠預緊時，取軸向預緊力/3=571N。則由式，求得滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量2=0.0017933=0.002因為絲杠有預緊力，且為軸向負載的1/3，所以實際變形量可以減少一半，取=0.001mm。B.將以上算出的和代入，求得絲杠總變形量（對應跨度600mm）=0.008+0.001=0.009mm=9本例中，絲杠的有效行程為300mm，由表知，5級精度滾珠絲杠有效行程在315-400mm時，行程偏差

33、允許達到25，可見絲杠剛度足夠。3.4.6 壓桿穩(wěn)定性校核根據(jù)公式計算失穩(wěn)時的臨界載荷。取支承系數(shù)=1；由絲杠底徑=27.2mm求得截面慣性矩26855；鋼的彈性模量E=2.1105Mpa；壓桿穩(wěn)定安全系數(shù)K取3（絲杠臥式水平安裝）；滾動螺母至軸向固定處的距離a取最大值600mm。代入式，得臨界載荷=51485N，遠大于工作載荷=1714N，故絲杠不會失穩(wěn)。表3.2 G系列滾珠絲杠副尺寸參數(shù)規(guī)格代號公稱直徑導程滾珠直徑絲杠底徑絲杠外徑循環(huán)列數(shù)額定載荷/NG3206-43263.96927.231.241829247148螺母安裝尺寸油杯LBhM50826760137712M6綜上所述，初選的滾

34、珠絲杠副滿足使用要求。3.4.7 臨界轉(zhuǎn)速的驗算對于絲杠有可能發(fā)生共振，需驗算其臨界轉(zhuǎn)速，不會發(fā)生共振的最高轉(zhuǎn)速為臨界轉(zhuǎn)速，由數(shù)控技術課程設計中P111式5-10得：其中: 32-1.2×3.969=27.24mm 為臨界轉(zhuǎn)速計算長度LC=27.2mm 為絲杠支承方式系數(shù)=3.927（一端固定，一端游動）代入數(shù)據(jù)得：nc =5627r/min臨界轉(zhuǎn)速遠大于絲杠所需轉(zhuǎn)速，故不會發(fā)生共振。3.4.8 滾珠絲杠的選型及安裝連接尺寸的確定選擇濟寧博特精密絲杠制造有限公司生產(chǎn)的G系列3206-4型滾珠絲杠副，完全符合滿足所需要求，故確定選用該型號，由表一可知絲杠所需的安裝連接尺寸3.5 確定滾

35、珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號按公式計算滾珠絲杠的預拉伸力。已知滾珠絲杠螺紋底徑=27.2mm，滾珠絲杠溫升變化值t=2。則X：=1.81×t×=1.81×2×27.22=2678N 同Y：=1.81×t×=2678N(1)按數(shù)控技術課程設計公式2-33計算軸承所受的最大軸向載荷FmaxX橫向: =+1/2FX=3452N Y橫向：=+1/2Fy=2854N(2)計算軸承的預緊力X橫向: =1151NY橫向： =951N(3)計算軸承的當量軸向載荷 X橫向:=+=2699N Y橫向: =1303N(4)按數(shù)控技術課程設計公式2-15

36、計算軸承的基本額定動載荷已知軸承的工作轉(zhuǎn)速n=2000/6=333r/min，軸承所承受的當量軸向載荷=2699N。軸承的基本額定壽命L=20000h。軸承的徑向載荷和軸向載荷分別為：X橫向： =×cos60°=2699×0.5N=1349.5N Y橫向： =651.5NX橫向： =×sin60°=2699×0.87N=2348.13N Y橫向： =1133.61N=1.742.17 查數(shù)控技術課程設計表2-25得，徑向系數(shù)x=1.9，軸向系數(shù)y=0.54故：X橫向： P=X+Y=3832.04N Y橫向： P=X+Y=1850NX橫

37、向： C=·=28225.30NY橫向： C=·=13626.37N(5)確定軸承的規(guī)格型號。因為滾珠絲杠螺母副擬采用預拉伸措施，所以選用60°角接觸球軸承組背對背安裝，以組成“一端固定，一端游動”的軸承配置支承形式。由于滾珠絲杠的螺紋底徑=27.2mm，所以選用軸承內(nèi)徑d為27mm以滿足滾珠絲杠結(jié)構(gòu)的需要。在滾珠絲杠的兩端均選擇國產(chǎn)60°角接觸軸承，軸承的型號為：760306TNI/P4DFB，尺寸（內(nèi)徑×外徑×寬度）為27 mm×72 mm×19mm，選用脂潤滑，該軸承的預載荷能力=2900 N ,大于計算所得

38、的軸承預緊力=1151N。并在脂潤滑狀態(tài)下的極限轉(zhuǎn)速為1900 r/min ,高于滾珠絲杠的最高轉(zhuǎn)速n=333r/min，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為=34500 N,而該軸承在20000h工作壽命下的額定載荷 C=28225.30N，也滿足要求。第四章 計算機械傳動系統(tǒng)的剛度4.1 計算滾珠絲杠的拉壓剛度本工作臺的絲杠支承方式為“一端固定，一端游動”的軸承配置，由圖知，當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=600mm）時，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度，可按數(shù)控技術課程設計公式（2-45）計算。=6.6×=813.8N/m當a=L=450mm或a=

39、LJ =150mm時（即滾珠絲杠的螺母中心位于行程的兩端位置時）滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度，可按公式計算。=6.6×=1507N/m4.2 計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度已知軸承接觸角=60°，滾珠體直徑=7.144mm；滾珠體個數(shù)Z=17，軸承的最大軸向（X橫向）工作載荷=3452N，查數(shù)控技術課程設計表得：=4×2.34×=1428.16N/mY橫向： =2854N=4×2.34×=1304.41N/m4.3 計算滾珠與滾道的接觸剛度查數(shù)控技術課程設計A-3得滾珠與滾道的接觸剛度K=1585N/m，額定動載荷=46500N，

40、滾珠絲杠上承受的最大軸向（X橫向）載荷=1548N，故由數(shù)控技術課程設計公式（2-46b）得:=K() =1585=1098.50N/mY橫向： =352N=K()=670.49 N/m4.4 計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度K由數(shù)控技術課程設計公式得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為：=+= =0.0029=344.83N/m由數(shù)控技術課程設計公式得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為：=+ =0.0028=357.14N/m同理Y橫向： =+=0.0025=400N/m=+=0.003=333N/m4.5 滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度計算由計算知，扭矩作用點之間的距離L=600mm，已知剪切模

41、量G=8.1×MPa滾珠絲杠的底徑=27.2×m，由公式得：=7250.85Nm/rad第五章 步進電動機減速箱的選用為了滿足脈沖當量的的設計要求，增大步進電動機的輸出轉(zhuǎn)矩，同時也為了使?jié)L珠絲杠和工作臺的轉(zhuǎn)動慣量折算到電動機軸上盡可能的小，今在步進電動機的輸出軸上安裝一套齒輪機減速，采用一級減速，步進電動機的輸出軸與齒輪相連，滾珠絲杠的軸頭與大齒輪相連。其中大齒輪設計成雙片結(jié)構(gòu)。已知工作臺的脈沖當量=0.01mm/脈沖，滾珠絲杠的的導程Ph=6mm， 初選步進電動機的步距角=0.75°。根據(jù)式，算得減速比：=（0.756）/（3600.01）=1.25 本設計選用

42、常州市新月電機有限公司生產(chǎn)的JBF-3型齒輪減速箱。因傳遞的扭矩較小，取大小齒輪模數(shù)均為1mm，齒數(shù)比為80：64，材料為45調(diào)質(zhì)鋼，齒表面淬硬后達到55HRC。減速箱中心距為a=（80+64）1/2mm=72mm,小齒輪厚度為20mm，雙片大齒輪厚度均為10mm。如圖所示，薄片齒輪2與軸整體鍛造而成，保證了機構(gòu)的強度，薄片齒輪1套裝在軸上，兩片薄齒輪之間可作相對回轉(zhuǎn)運動。圖5.1 雙片薄齒輪錯齒調(diào)整機構(gòu)1、2-薄齒輪 3-彈簧 4、8-凸耳 5-調(diào)節(jié)螺釘 6、7-螺母小齒輪齒數(shù)：=64 大齒輪齒數(shù)：=80分度圓直徑：d1=mz1=1×64=64mm d2=mz2=1×80

43、=80mm齒頂圓直徑：da1=d1+2ha=64+2=68mm da2=d2=2ha=80+2=82mm齒根圓直徑：df1=d1-2hf=64-2.5=61.5mm df2=d2-2hf=80-2.5=77.5mm第六章 步進電機的傳動計算及電動機的選用6.1 加在步進電動機轉(zhuǎn)軸上的總轉(zhuǎn)動慣量已知：滾珠絲杠的公稱直徑滾珠絲桿總長L=600mm基本導程Ph=6mm材料密度=7.83g/cm3移動部件總重力G=W=1275N小齒輪寬度b1=20mm小齒輪直徑d1=64mm大齒輪寬度b2=10mm大齒輪直徑d2=80mm傳動比i=80/64=1.25得滾珠絲桿的轉(zhuǎn)動慣量JS=LR4/2=4.834k

44、g.cm2托板折算到絲杠上的轉(zhuǎn)動慣量JW=JT=(Ph/2).2G/g=1.188 kg.cm2小齒輪的轉(zhuǎn)動慣量JZ1=b1R4/2=0.161 kg.cm2大齒輪的轉(zhuǎn)動慣量JZ2=b2R4/2=0.0806 kg.cm2初選步進電動機型號為110BYG2602，為兩相混合式，由常州寶馬集團公司生產(chǎn)，二相八拍驅(qū)動時步距角為，從機械設計師手冊表(4-5)查得該型號電動機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣量。則加在步進電動機轉(zhuǎn)軸上的總轉(zhuǎn)動慣量為：=19.067 kg.cm26.2 計算加在步進電動機轉(zhuǎn)軸上的等效負載轉(zhuǎn)矩 分快速空載起動和承受最大工作負載兩種情況進行計算。(1) 快速空載起動時電動機轉(zhuǎn)軸所承受的負載轉(zhuǎn)矩由

45、式機械設計師手冊（4-8）可知，包括三部分：一部分是快速空載起動時折算到電動機轉(zhuǎn)軸上的最大加速轉(zhuǎn)矩；一部分是移動部件運動是折算到電動機轉(zhuǎn)軸上的摩擦轉(zhuǎn)矩；還有一部分是滾珠絲杠預緊后折算到電動機轉(zhuǎn)軸上的附加摩擦轉(zhuǎn)矩。因為滾珠絲杠副傳動效率很高，根據(jù)式機械設計師手冊（4-12）可知，相對于和很小，可以忽略不計。則有：根據(jù)式機械設計師手冊（4-9），考慮傳動鏈的總效率，計算快速空載起動時折算到電動機轉(zhuǎn)軸上的最大加速轉(zhuǎn)矩： 式中： 對應空載最快移動速度的步進電動機最高轉(zhuǎn)速，單位為r/min； 步進電動機由靜止到加速至轉(zhuǎn)速所需的時間，單位為s. 其中： 式中： 空載最快移動速度，任務書指定為2000mm/

46、min； 步進電動機步距角，預選電動機為； 脈沖當量，本設計=0.01 mm/pulse。將上式各值代入式機械設計師手冊（6-15）,算得nm=417r/min設步進電動機由靜止到加速至轉(zhuǎn)速所需時間ta=0.3s，傳動鏈總效率。則由式機械設計師手冊（6-14）求的：Tamax=0.396=0.40N.M由式機械設計師手冊（4-10）可知，移動部件運動時折算到電動機轉(zhuǎn)軸上的摩擦轉(zhuǎn)矩為：式中： 導軌的摩擦因數(shù)，滾動導軌取0.005； 垂直方向的切削力，空載時取0； 傳動鏈總效率。取0.7.則由式機械設計師手冊（6-16），得：=0.01N.m最后由式（6-16）,求得快速空載起動時電動機轉(zhuǎn)軸所承受

47、的負載轉(zhuǎn)矩：=+ =0.40+0.01=0.41N.m(2) 最大工作負載狀態(tài)下電動機轉(zhuǎn)軸所承受的負載轉(zhuǎn)矩 由式（4-13）機械設計師手冊可知，包括三部分：一部分是折算到電動機轉(zhuǎn)軸上的最大工作負載轉(zhuǎn)矩；一部分是移動部件運動是折算到電動機轉(zhuǎn)軸上的摩擦轉(zhuǎn)矩；還有一部分是滾珠絲杠預緊后折算到電動機轉(zhuǎn)軸上的附加摩擦轉(zhuǎn)矩。相對于和很小，可以忽略不計。則有：其中，由式機械設計師手冊（4-14）計算。已知沿著絲杠軸線方向的最大進給載荷FX=Ff=1548N，則有：Tt=FfPh/2i=1.69 N.m再由式機械設計師手冊（4-10）計算垂直方向承受最大工作負載（FZ=535N）情況下，移動部件運動時折算到電

48、動機轉(zhuǎn)軸上的摩擦轉(zhuǎn)矩：Tf=(FZ+G)Ph/ 2i=0.01N.m最后由式機械設計師手冊（6-18），求的最大工作負載狀態(tài)下電動機轉(zhuǎn)軸所承受的負載轉(zhuǎn)矩為：=1.69+0.01=1.70 N.m經(jīng)過上述計算后，得到加在步進電動機轉(zhuǎn)軸上的最大等效負載轉(zhuǎn)矩應為：Teq=maxTeq1,Teq2=1.70 N.m6.3 步進電動機最大靜轉(zhuǎn)矩的選定 考慮到步進電動機的驅(qū)動電源受電網(wǎng)電壓影響較大，當輸入電壓降低時，其輸出轉(zhuǎn)矩下降，可能造成丟步，甚至堵轉(zhuǎn)。因此，根據(jù)來選擇步進電動機的最大靜轉(zhuǎn)矩時，需要考慮安全系數(shù)。取安全系數(shù)K=4，則步進電動機的最大靜轉(zhuǎn)矩應滿足： Tjmax4Teq=4×1.7

49、0=6.80 N.m上述選定的步進電動機型號為110BYG2602，由表機械設計師手冊4-5查得該型號電動機的最大靜轉(zhuǎn)矩。顯然，滿足要求。6.4 步進電動機的性能校核(1)最快工進速度時電動機輸出轉(zhuǎn)矩校核 任務書給定工作臺最快工進速度500mm/min，脈沖當量0.01mm/pulse，由式得fmaxf=833Hz從110BYG2602電動機的運行頻率特性機械設計師手冊表4-7中可以查得，在此頻率下，電動機的輸出轉(zhuǎn)矩，大于最大工作負載轉(zhuǎn)矩Teq2=1.70 N.m，滿足要求。(2)最快空載移動時電動機輸出轉(zhuǎn)矩校核 任務書給定工作最快空載移動速度2000mm/min，由式fmaxf=3333Hz

50、，從機械設計師手冊表4-7查得，在此頻率下，電動機的輸出轉(zhuǎn)矩，大于快速空載起動式的負載轉(zhuǎn)矩Teq1=0.20 N.m，滿足要求。(3)最快空載移動時的電動機運行頻率校核 與最快空載移動速度2000mm/min對應的電動機運行頻率為fmaxf=3333Hz，查機械設計師手冊表4-5可知110BYG2602電動機的空載運行頻率可達20000Hz，可見滿足要求。(4)起動頻率的計算 已知電動機轉(zhuǎn)軸上的總轉(zhuǎn)動慣量Jeq=4.834kg/cm2，電動機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣量，電動機轉(zhuǎn)軸不帶負荷負載時的空載起動頻率（查表4-51），則由式可以求出步進克服慣性負載的起動頻率：fL=1565 Hz上式說明，要想保證步進電動機起動時不失步，任何時侯的起動頻率都必須小于1565 Hz。綜上所述，本設計工作臺的Y向進給步進電動機選用110BYG2602型號的完全滿足設計要求。6.5 其余附件的選擇6.5.1 聯(lián)軸器的選擇剛性聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)比較簡單，制造容易， 免維護，超強抗油以及耐腐蝕，即使承受負載時也無任何回轉(zhuǎn)間隙，即便是有偏差產(chǎn)生負荷時，剛性聯(lián)軸器還是剛性傳遞扭矩。適用于安裝底座剛性好、對中精度較高