CM6132型精密車床進(jìn)給系統(tǒng)的數(shù)控改造畢業(yè)設(shè)計(jì)論文

CM6132型精密車床進(jìn)給系統(tǒng)的數(shù)控改造PAGEIXCM6132型精密車床進(jìn)給系統(tǒng)的數(shù)控改造摘要分析了數(shù)控技術(shù)和數(shù)控裝備在裝備制造業(yè)的地位，對CM6132精密車床的進(jìn)給系統(tǒng)的進(jìn)給進(jìn)行數(shù)控化改造，進(jìn)行了數(shù)控化改造的總體方案設(shè)計(jì)。通過確定基本系數(shù)、運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)，選擇了滾珠絲杠和聯(lián)軸器。改造后的機(jī)床成本低，提高了加工精度、具有可觀的經(jīng)濟(jì)效益。關(guān)鍵詞：CM6132數(shù)控化改造；滾珠絲杠；步進(jìn)電機(jī)AbstractAnalysisofthenumericalcontroltechnologyandequipmentintheequipmentmanufacturingindustrystatus,theCM6132precisionlathefeedforfeedingsystemofNCtransformation,fortheNCtransformationoftheoverallschemedesign.Bydeterminingthebasicfactor,movementparametersanddynamicparameters,selectionoftheballscrewandcoupling.Afterthetransformationofthemachinetoolwithlowcost,highmachiningprecision,andhasconsiderableeconomicbenefit.KeyWords：CM6132NCtransformation;ballscrews;steppermotor目錄摘要 I第1章緒論 11.1選題的意義 11.2數(shù)控系統(tǒng)發(fā)展簡史 11.3國內(nèi)數(shù)控狀況分析 21.4數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展趨勢 21.5普通機(jī)床進(jìn)行數(shù)控化改造的必要性 3第２章總體方案的設(shè)計(jì) 42.1計(jì)算參數(shù)和技術(shù)要求 42.2總體方案的擬定 42.2.1進(jìn)給電機(jī)伺服系統(tǒng)的改造設(shè)計(jì) 52.2.2聯(lián)軸器 52.3尺寸參數(shù) 72.4運(yùn)動(dòng)參數(shù) 72.5動(dòng)力參數(shù) 82.5.1計(jì)算電機(jī)功率 82.5.2計(jì)算轉(zhuǎn)速 9第3章進(jìn)給系統(tǒng)的計(jì)算 103.1橫向進(jìn)給傳動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)計(jì)算 103.1.1計(jì)算主切削力 103.1.2計(jì)算各切削分力 103.2導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算 113.2.1在切削狀態(tài)下坐標(biāo)導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算 113.2.2在不切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算 123.3計(jì)算滾珠絲杠螺母副的軸向負(fù)載力 123.3.1最大軸向負(fù)載力的計(jì)算 123.3.2最小軸向負(fù)載力的計(jì)算 133.4確定進(jìn)給傳動(dòng)鏈的傳動(dòng)比和傳動(dòng)級數(shù) 133.5滾珠絲杠的動(dòng)載荷計(jì)算與直徑估算 143.5.1估算滾珠絲杠預(yù)期的額定動(dòng)載荷 143.5.2估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形 163.5.3按精度確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 163.6初步確定滾珠絲杠螺母副的精度等級 173.7確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 183.8縱向進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 193.9滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗(yàn) 193.9.1滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗(yàn) 193.9.2滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速的校驗(yàn) 203.10滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗(yàn) 213.11計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度 223.11.1計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度 223.11.2計(jì)算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度 233.11.3計(jì)算滾珠與滾道的接觸剛度 243.11.4計(jì)算進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的綜合拉壓剛度 253.11計(jì)算滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度 25第4章驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的選型與計(jì)算 274.1計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載慣量 274.1.1單個(gè)回轉(zhuǎn)體零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算 274.1.2折算到電動(dòng)機(jī)軸上的移動(dòng)部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 274.1.3加在電動(dòng)機(jī)上總的負(fù)載轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算 284.2計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩 284.2.1折算到電動(dòng)機(jī)軸上的切削負(fù)載力矩的計(jì)算 284.2.2折算到電動(dòng)機(jī)軸上的摩擦負(fù)載力矩的計(jì)算 294.2.3由滾珠絲杠預(yù)緊力產(chǎn)生的并折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩的計(jì)算 294.2.4折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩的計(jì)算 304.3計(jì)算折算到電動(dòng)就軸上的加速力矩 304.4選擇驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的型號 314.4.1選擇驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的型號 314.4.2確定最大靜轉(zhuǎn)矩 324.4.3驗(yàn)算慣量匹配 32第5章機(jī)械系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)分析 345.1計(jì)算絲杠—工作臺(tái)縱向振動(dòng)系統(tǒng)最低固有頻率 345.2計(jì)算扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng)的最低固有頻率 345.3計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的反向死區(qū) 355.4機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起定位誤差 355.5計(jì)算滾珠絲杠因扭轉(zhuǎn)變形產(chǎn)生的誤差 365.5.1扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量的計(jì)算 36結(jié)論 37致謝 38參考文獻(xiàn) 39CONTENTSAbstract IChapter1Introduction 11.1Topicssignificance 11.2CNCsystemdevelopmenthistory 11.3DomesticNCStateAnalysis 21.4CNCsystemdevelopmenttrend 21.5OrdinarymachinetoolCNCtransformationoftheneed 3Chapter2Theoverallprogramdesign 42.1Calculateparametersandtechnicalrequirements 42.2Overallplanning 42.2.1Feedmotorservosystemreconstructiondesign 52.2.2Couplings 52.3Thesizeparameter 62.4Themotionparameters 72.5Thedynamicparameters 82.5.1Calculatethemotorpower 82.5.2Calculatethespeed 9Chapter3Calculateofthefeedsystem 103.1Traversetothedesignofdrivechain 103.1.1Thecalculationofthemaincuttingforce 103.1.2Calculatethecuttingforce 103.2Therailfrictioncalculation 113.2.1Calculatethecoordinatesofrailfrictionincuttingstate 113.2.2Axiswithoutcuttingstaterailfrictioncalculation 123.3Alculatetheballscrewpairofaxialloadforce 123.3.1Themaximumaxialloadforcecalculation 123.3.2Theminimumaxialloadpowercalculation 133.4Determinethefeeddrivechaingearratioandtransmissionseries 133.5Theballscrewestimates 143.5.1Estimatetheballscrewexpecteddynamicloadrating 143.5.2Estimateallowstheballscrewaxialdeformation 163.5.3Theprecisiontodeterminethesmallestthreadoftheballscrewallowbottomdiamete 163.6Thepreliminarytodeterminetheaccuracyclassoftheballscrewnut 173.7Determinethespecificationmodeloftheballscrewnut 183.8Theverticalfeedsystemdesignandcalculation 193.9Dallscrewsforbearingcapacitycheck 193.9.1Theballscrewnutcriticalcompressionloadcalibration 193.9.2Thecriticalspeedoftheballscrewnutchecksum 203.10DallscrewpairratedlifeCheck 213.11Calculatethemechanicaltransmissionsystemofstiffness 223.11.1Calculatethemechanicaltransmissionsystemofstiffness 223.11.2Calculatethestiffnessoftheballscrewnutsupportingbearing 233.11.3Calculatethecontactstiffnessoftheballandtheraceway 243.11.4Calculatethefeeddrivesystemintegratedtensionandcompressionstiffness 253.11Calculatethetorsionalstiffnessoftheballscrewnut 25Chapter4drivemotorselectionandcalculation 274.1Thecalculationofcommutedtothemotorshaftloadmomentofinertia 274.1.1Asinglerotarypartofthemomentofinertiacalculation 274.1.2Themomentofinertiaofmovingparts,convertedtomotorshaft 274.1.3Increasethetotalloadonthemotorrotationinertiacalculation 284.2Calculatetheloadtorqueconvertedtomotorshaft 284.2.1Convertedtoamotorshaftofthecuttingloadtorquecalculation 284.2.2Convertedmotorshaftfrictionloadtorquecalculation 294.2.3Generatedbytheballscrewpreloadandcalculationofloadtorqueconvertedtomotorshaft 294.2.4Convertedtomotorshaftloadmomentofcalculation 304.3Calculationofconvertedtoelectricontheshaftoftheacceleratingtorque 304.4Selectthemodelofthedrivemotor 314.4.1Selectthemodelofthedrivemotor 314.4.2Determinethemaximumstatictorque 324.4.3Checkingtheinertiamatch 32Chapter5Mechanicalsystemdynamicanalysis 345.1Calculationofthelowestnaturalfrequencyofthescrew-Longitudinalvibrationsystem 345.2Calculationofthelowestnaturalfrequencyoftorsionalvibrationsystem 345.3Calculatethemechanicaltransmissionofthereversedeadzone 355.4Themechanicaltransmissionsystembytheintegratedcompressiveandtensilestiffnesschangescausedbypositioningerror 355.5Thecalculationofballscrewerrortoreversethedeformation 365.5.1Thecalculationoftheamountofdeformationofthe5.5.1Torquecausedbytheballscrewpair 36Conclusion 37Thanks 38References 39PAGE41第1章緒論1.1選題的意義我國近幾年數(shù)控機(jī)床雖然發(fā)展較快，但與國際先進(jìn)水平還存在一定的差距，主要表現(xiàn)在：可靠性差，外觀質(zhì)量差，產(chǎn)品開發(fā)周期長，應(yīng)變能力差[1]。因此，現(xiàn)在國內(nèi)的主要先進(jìn)的數(shù)控機(jī)床都是進(jìn)口的，即使自己做的車床中的精密部件如精密絲杠都是靠進(jìn)口的，價(jià)格昂貴，沒法靠自己的技術(shù)來制造。對現(xiàn)有老機(jī)床進(jìn)行數(shù)控化改造費(fèi)用低廉，符合我國的國情，并可普遍提高我國數(shù)控人員的制造水平[2]。1.2數(shù)控系統(tǒng)發(fā)展簡史1952年，計(jì)算機(jī)技術(shù)應(yīng)用到了機(jī)床上，在美國誕生了第一臺(tái)數(shù)控機(jī)床[3]。從此，傳統(tǒng)機(jī)床產(chǎn)生了質(zhì)的變化。近半個(gè)世紀(jì)以來，數(shù)控系統(tǒng)經(jīng)歷了五代的發(fā)展。第一代數(shù)控：1952—1959年采用電子管元件構(gòu)成的專用數(shù)控裝置(NC)。第二代數(shù)控：從1959年開始采用晶體管電路的NC系統(tǒng)。第三代數(shù)控：從1965年開始采用小、中規(guī)模集成電路的NC系統(tǒng)。第四代數(shù)控：從1970年開始采用大規(guī)模集成電路的小型通用電子計(jì)算機(jī)控制的系統(tǒng)(CNC)。第五代數(shù)控：從1974年開始采用微型電子計(jì)算機(jī)控制的系統(tǒng)(MNC)[4]。1.3國內(nèi)數(shù)控狀況分析目前我國數(shù)控金切機(jī)床市場上高、中、低檔機(jī)床消費(fèi)比重，在消費(fèi)量上約為5:50:45，在消費(fèi)額上約為15:70:15[5]。

國內(nèi)對高中檔機(jī)床的需求無論在消費(fèi)量還是消費(fèi)金額方面都已超過了低檔機(jī)床。相應(yīng)地，國產(chǎn)機(jī)床產(chǎn)品調(diào)整步伐仍不夠快速和及時(shí)，國產(chǎn)床的國內(nèi)市場占有率僅為27%[6]，且產(chǎn)品構(gòu)成大多以低檔為主，如數(shù)控車床中70%是由單板機(jī)控制的經(jīng)濟(jì)型數(shù)控車床，電加工機(jī)床中80%以上是經(jīng)濟(jì)型的，這兩類床占了我國床產(chǎn)量的一半以上。

軸聯(lián)動(dòng)床、數(shù)控超重型機(jī)床等高檔機(jī)床以及加工中心雖也有生產(chǎn)，但數(shù)量不足千臺(tái)，且制造成本較高[3-5]。1.4數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展趨勢從1952年美國麻省理工學(xué)院研制出第一臺(tái)試驗(yàn)性數(shù)控系統(tǒng)，到現(xiàn)在已走過了半個(gè)世紀(jì)歷程。隨著電子技術(shù)和控制技術(shù)的飛速發(fā)展，當(dāng)今的數(shù)控系統(tǒng)功能已經(jīng)非常強(qiáng)大，與此同時(shí)加工技術(shù)以及一些其他相關(guān)技術(shù)的發(fā)展對數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展和進(jìn)步提出了新的要求。1.數(shù)控系統(tǒng)向開放式體系結(jié)構(gòu)發(fā)展；

2.數(shù)控系統(tǒng)向軟數(shù)控方向發(fā)展；

3.數(shù)控系統(tǒng)控制性能向智能化方向發(fā)展；4.數(shù)控系統(tǒng)向網(wǎng)絡(luò)化方向發(fā)展；5.數(shù)控系統(tǒng)向高可靠性方向發(fā)展；6.數(shù)控系統(tǒng)向復(fù)合化方向發(fā)展；

7.數(shù)控系統(tǒng)向多軸聯(lián)動(dòng)化方向發(fā)展。

最近，國外主要的系統(tǒng)開發(fā)商在6軸聯(lián)動(dòng)控制系統(tǒng)的研究上已經(jīng)取得和很大進(jìn)展，在6軸聯(lián)動(dòng)加工中心上可以使用非旋轉(zhuǎn)刀具加工任意形狀的三維曲面，且切深可以很薄，但加工效率太低一時(shí)尚難實(shí)用化[7]。1.5普通機(jī)床進(jìn)行數(shù)控化改造的必要性我國現(xiàn)有機(jī)床320多萬臺(tái)[8]，這些機(jī)床技術(shù)狀況老化嚴(yán)重，據(jù)統(tǒng)計(jì)，全國30%左右設(shè)備在16年以上，其中近30%的役齡超過26年[9]，這些都說明目前我國還沒有走上主要依靠科技進(jìn)步對機(jī)床進(jìn)行改造的軌道。另外，隨著科技的進(jìn)步，生產(chǎn)依賴于設(shè)備的程度日益增大，企業(yè)的產(chǎn)量、質(zhì)量、效率、成本、安全及環(huán)境保護(hù)和勞動(dòng)情緒都受設(shè)備的制約，實(shí)現(xiàn)企業(yè)的現(xiàn)代化己勢在必行。但據(jù)資料介紹，我國的金屬切削機(jī)床年產(chǎn)量僅占同類設(shè)備擁有量的1/28，如將每年生產(chǎn)的全部機(jī)床用來更換舊機(jī)床需要28年所以，我國目前解決設(shè)備技術(shù)進(jìn)步的主要途徑是機(jī)床改造[4-10]。第２章總體方案的設(shè)計(jì)2.1計(jì)算參數(shù)和技術(shù)要求車身上最大加工直徑320mm。撤掉進(jìn)給箱、溜板箱，改用步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)縱、橫向進(jìn)給[8]。2.2總體方案的擬定本篇設(shè)計(jì)研究的對象為CM6132車床，適用于車削精密零件，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。該車床具有分離運(yùn)動(dòng)，加工精度高等特點(diǎn)，進(jìn)行數(shù)控改造更有實(shí)際意義[9-11]。普通車床在進(jìn)行數(shù)控化改造時(shí)，應(yīng)盡量達(dá)到具有高的靜動(dòng)態(tài)剛度、運(yùn)動(dòng)副之間的摩擦系數(shù)小、傳動(dòng)無間隙、功率大、便于操作和維修等要求。不能簡單地認(rèn)為將數(shù)控裝置與普通車床聯(lián)接在一起就達(dá)到了數(shù)控車床的要求，應(yīng)該對主要部件進(jìn)行相應(yīng)的改造使其達(dá)到一定的設(shè)計(jì)要求，才能獲得預(yù)期的改造目的。數(shù)控改造對機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的要求：1.采用低摩擦的傳動(dòng)副[12]；2.最佳的降速比，為了達(dá)到數(shù)控機(jī)床所要求的速度，使刀架的運(yùn)動(dòng)盡可能的加速，以跟蹤數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出的指令；3.縮短傳動(dòng)鏈以及用預(yù)緊的辦法提高傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度；4.消除傳動(dòng)間隙，以減小返向行程誤差；5.滿足低振動(dòng)和高可靠性方面的要求。為此應(yīng)選擇間隙小，傳動(dòng)精度高，運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，效率高以及傳遞扭矩大的傳動(dòng)元件。機(jī)械系統(tǒng)改造方案主要涉及提高移動(dòng)部件的靈活性，減少和消除傳動(dòng)間隙，特別是減少反向間隙，其改造工作量大。通常的改造部位有導(dǎo)軌副、傳動(dòng)元件及聯(lián)軸器等。2.2.1進(jìn)給電機(jī)伺服系統(tǒng)的改造設(shè)計(jì)為滿足盡可能減少改動(dòng)量的要求，采用步進(jìn)電機(jī)經(jīng)接口箱驅(qū)動(dòng)絲杠，帶動(dòng)刀具縱向和橫向移動(dòng)，用滾珠絲杠螺母機(jī)構(gòu)代替普通的滑動(dòng)絲杠螺母機(jī)構(gòu)，具有摩擦力小，運(yùn)動(dòng)靈敏，無爬行現(xiàn)象的特點(diǎn)，也可以進(jìn)行預(yù)緊，以實(shí)現(xiàn)無間隙傳動(dòng)，以使傳動(dòng)剛度好，反向時(shí)無空程死區(qū)[13]。在使用滾珠絲杠副時(shí)應(yīng)注意，由于滾珠絲杠副具有可逆?zhèn)鲃?dòng)特性，沒有自鎖能力，在高速大慣量系統(tǒng)中應(yīng)設(shè)置制動(dòng)機(jī)構(gòu)。應(yīng)用滾珠絲杠替換原車床的普通絲杠進(jìn)行改造時(shí)的注意事項(xiàng)如下：1.必須同時(shí)改換齒輪[14]。保證橫向、縱向脈沖當(dāng)量之比恒定為1：2，以方便編程。2.造結(jié)構(gòu)，由于傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)中增加了一級齒輪，故走刀方向與原系統(tǒng)設(shè)定的方向相反，調(diào)整步進(jìn)電機(jī)的接線使其方向變反，即可恢復(fù)系統(tǒng)約定的運(yùn)行方向。3.除齒側(cè)配合間隙對加工的影響,其結(jié)構(gòu)可采用調(diào)隙式齒輪[15]。縱向進(jìn)給機(jī)構(gòu)的改造：拆去原機(jī)床的溜板箱、光杠與絲杠以及安裝座，配上滾珠絲杠及其相應(yīng)的安裝裝置，縱向驅(qū)動(dòng)的步進(jìn)電機(jī)及其和絲杠的連接部分在主軸箱之下，并不占據(jù)絲杠空間，并由于滾珠絲杠的摩擦系數(shù)小于原絲杠，從而使縱向進(jìn)給的整體剛度優(yōu)于以前；橫向進(jìn)給機(jī)構(gòu)的改造：由于原橫向進(jìn)給的絲杠空間有限，所以拆除橫向絲杠換上滾珠絲杠。由于現(xiàn)在的步進(jìn)電機(jī)的驅(qū)動(dòng)能力很強(qiáng)，步距角也比原來小了很多，所以步進(jìn)電機(jī)和絲杠之間用聯(lián)軸器連接，1:1傳動(dòng)。2.2.2聯(lián)軸器當(dāng)電動(dòng)機(jī)與滾珠絲杠之間傳遞的扭矩較大時(shí)，由于伺服電動(dòng)機(jī)優(yōu)越的力矩特性，可以采用電動(dòng)機(jī)與滾珠絲杠直接連接的方法，這不僅可以簡化結(jié)構(gòu)、減少噪音，而且對減少傳動(dòng)鏈的間隙、提高傳動(dòng)剛度也有打的好處。1—電機(jī)軸；2、12—螺釘；3—法蘭；4—外錐環(huán)；5—左本體；6、13—螺栓；7、8、14、16—墊片；9—右本體；10—法蘭；11—絲杠。圖2-1撓性聯(lián)軸器圖2-1是現(xiàn)在廣泛采用的直接聯(lián)接電機(jī)軸和絲杠撓性聯(lián)軸節(jié)[16]。這種聯(lián)軸器的工作原理是：聯(lián)軸節(jié)的左半部裝在電機(jī)軸上，當(dāng)擰緊螺釘2時(shí)，件3和件5相互靠近，擠壓內(nèi)錐環(huán)17和外錐環(huán)4，使外錐環(huán)內(nèi)徑縮小，內(nèi)錐環(huán)外徑脹大，使件5與電機(jī)軸1形成無鍵聯(lián)接。右半部也同樣形成無鍵聯(lián)接。左半部通過彈性鋼片組15的兩個(gè)對角孔與螺栓6球面墊圈7、8相聯(lián)。圖中表明球面墊圈8與右半部件9沒有任何聯(lián)接關(guān)系。同樣，彈性鋼片組15的另外兩個(gè)對角孔通過球面墊圈14、16和螺栓13與右半部聯(lián)接，墊圈16與件5沒有任何聯(lián)接關(guān)系。這樣依靠彈性鋼片組對角聯(lián)接(即撓性)傳遞扭矩，且與電機(jī)軸和絲杠都無鍵聯(lián)接，便是撓性聯(lián)軸節(jié)的工作原理。2.3尺寸參數(shù)1.通過主軸孔最大棒料直徑＝＝×320＝32mm2.車床寬度＝2.14＝243mm3.經(jīng)濟(jì)合理的工件或刀具直徑按照以下經(jīng)驗(yàn)公式估定=（0.5～0.7）=0.6=0.6×320=192mm=（0.08～0.12）=0.1=0.1×320=32mm2.4運(yùn)動(dòng)參數(shù)最高和最低轉(zhuǎn)速不能僅用計(jì)算方法來確定。還應(yīng)該和先進(jìn)的同類機(jī)床比較，因?yàn)檫^大的轉(zhuǎn)速范圍不僅不能充分發(fā)揮其性能，而且還可能使結(jié)構(gòu)無法實(shí)現(xiàn)。在傳動(dòng)系統(tǒng)擬定好以后，驗(yàn)算各主要傳動(dòng)件的最大圓周速度應(yīng)不超過允許值[18]?？赏ㄟ^類比實(shí)驗(yàn)和計(jì)算等方法綜合確定=(2-1)=(2-2)式中——主軸最高轉(zhuǎn)速(m/min)；——主軸最低轉(zhuǎn)速(m/min)；——典型工序的最大切削速度(m/min)；——典型工序的最小切削速度(m/min)；——最大、最小計(jì)算直徑。在機(jī)床的最低、最高轉(zhuǎn)速，其中經(jīng)濟(jì)加工切削速度硬質(zhì)合金車刀具精車中碳素鋼，=200～220m/min，取=200m/min，取高速鋼刀具精車絲杠=15m/min。由公式(2-1)和公式(2-2)得===2189r/min取=2200r/min；===25r/min取=25r/min；2.5動(dòng)力參數(shù)2.5.1計(jì)算電機(jī)功率據(jù)下列公式及數(shù)據(jù)估算電機(jī)功率=(2-3)=(2-4)=(2-5)式中——單位吸血面積上的切削力，取硬質(zhì)合金加工中碳素鋼；——切削深度；——進(jìn)給量。切削深度及進(jìn)給量取半精車中碳鋼，故=1mm,=0.2mm,=190m/s,由公式(2-4)和公式(2-5)得===1.37kW===1.96kW取=2.5kW2.5.2計(jì)算轉(zhuǎn)速有文獻(xiàn)[18,10-13]可知===93第3章進(jìn)給系統(tǒng)的計(jì)算3.1橫向進(jìn)給傳動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1.1計(jì)算主切削力以知機(jī)床主電動(dòng)機(jī)的額定功率=2.5kW，最大工件直徑=320mm，主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速=93r/min。在此轉(zhuǎn)速下，主軸具有最大扭矩和功率，有文獻(xiàn)[19,2-19]可知刀具的切削速度為===1.557m/s取機(jī)床的機(jī)械效率=0.8，由文獻(xiàn)[2,10-13]可知，主切削力=×103=×103=1284.52N3.1.2計(jì)算各切削分力走刀方向的切削分力Fx和垂直走刀方向的切削分力。由車削抗力和可以按下列比例：：=1:0.25:0.4(3-1)由式(3-1)得=0.25=0.25×1284.52=321.13N=0.4=0.4×1284.52=513.81N式中——主切削力；——走刀方向的切削分力；——垂直走刀方向的切削分力。3.2導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算3.2.1在切削狀態(tài)下坐標(biāo)導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算N(3-2)式中——主切削力的垂向切削分力(N)；——橫向切削分力(N)；——坐標(biāo)軸上移動(dòng)部件的全部重量（包括機(jī)床夾具和工件的重量，(N)；——摩擦系數(shù)，隨導(dǎo)軌形式不同而不同，對于貼塑導(dǎo)軌，=0.15；對于滾動(dòng)直線導(dǎo)軌，=0.01；——鑲條緊固力(N)。以知主切削力的垂向切削分力==1284.52N，橫向切削分力==321.13N,移動(dòng)部件的全部重量(包括機(jī)床夾具和工件的重量)=61.22㎏(所受重力=600N)，查表3-1鑲條緊固力=800N，取導(dǎo)軌動(dòng)摩擦系數(shù)=0.15，則=0.15×(600＋800＋1284.52＋321.13)=450.85N表3-1鑲條緊固力推薦值（單位：N）導(dǎo)軌形式主電動(dòng)機(jī)功率/kW7.51115貼塑滑動(dòng)導(dǎo)軌5008001500200025003000滾動(dòng)直線導(dǎo)軌2540751001251503.2.2在不切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算1.坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時(shí)，有=N(3-3)2.坐標(biāo)軸導(dǎo)軌垂直時(shí)，有=N(3-4)坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時(shí)，計(jì)算在不切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸導(dǎo)軌摩擦力和，由式(3-3)得==0.15×(600＋800)=210N==0.2×(600＋800)=280N3.3計(jì)算滾珠絲杠螺母副的軸向負(fù)載力3.3.1最大軸向負(fù)載力的計(jì)算滾珠絲杠螺母副的最大軸向負(fù)載力發(fā)生在機(jī)床電動(dòng)機(jī)滿功率運(yùn)行的切削狀態(tài)時(shí)。此時(shí)，最大軸向負(fù)載力可用下式計(jì)算：1.坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時(shí)，有=N(3-5)2.坐標(biāo)軸導(dǎo)軌垂直時(shí)，有=N(3-6)式中——力的縱向切削分力(N)。則最大軸向負(fù)載力為==(513.81+450.85)=964.66N3.3.2最小軸向負(fù)載力的計(jì)算滾珠絲杠螺母副的最小軸向負(fù)載力發(fā)生在機(jī)床空載運(yùn)行時(shí)。此時(shí)，最小軸向負(fù)載力可用下式計(jì)算1.坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時(shí)，有==N(3-7)2.坐標(biāo)軸導(dǎo)軌垂直時(shí)，有==N(3-8)則最小軸向負(fù)載力為==210N3.4確定進(jìn)給傳動(dòng)鏈的傳動(dòng)比和傳動(dòng)級數(shù)有文獻(xiàn)[20-1-3]可知傳動(dòng)比的計(jì)算=(3-9)式中——步進(jìn)電動(dòng)機(jī)的步距角（°）；——滾珠絲杠的基本導(dǎo)程(mm)；——機(jī)床執(zhí)行部件的脈沖當(dāng)量(mm)。取進(jìn)步電動(dòng)機(jī)的步距角=1.5°，滾珠絲杠的基本導(dǎo)程=6mm，進(jìn)給傳動(dòng)鏈的脈沖當(dāng)量=0.005mm/脈沖，則進(jìn)給傳動(dòng)鏈的傳動(dòng)比得===5按最小慣量條件，從圖滾珠絲杠螺母副的圈數(shù)和列數(shù)和圖滾珠絲杠螺母副的尺寸系列查得該減速器應(yīng)采用2級傳動(dòng)，傳動(dòng)比可以分別取=2，=2.5。3.5滾珠絲杠的動(dòng)載荷計(jì)算與直徑估算3.5.1估算滾珠絲杠預(yù)期的額定動(dòng)載荷根據(jù)滾珠絲杠螺母副的預(yù)期工作時(shí)間（h）計(jì)算=N(3-10)式中——滾珠絲杠的當(dāng)量轉(zhuǎn)速(r/min)；——數(shù)控機(jī)床的預(yù)期工作時(shí)間(h)；——滾珠絲杠的當(dāng)量載荷(N)；——載荷性質(zhì)系數(shù)；——精度系數(shù)；——可靠系數(shù)，一般情況下取=1。表3-2精度系數(shù)精度等級1、2、34、5710表3-3可靠性系數(shù)可靠性/(%)90959697989910.620.530.440.330.21表3-3載荷性質(zhì)系數(shù)載荷性質(zhì)無沖擊（很平穩(wěn)）輕微沖擊伴有沖擊或振動(dòng)1~1.21.2~1.51.5~2已知數(shù)控機(jī)床的預(yù)期工作時(shí)間=15000h，滾珠絲杠的當(dāng)量載荷==964.66N，查表3-4質(zhì)系數(shù)得，載荷性質(zhì)系數(shù)=1.3；查表3-2精度系數(shù)數(shù)，有文獻(xiàn)[21-6-17]查表2-6-22精度選擇初步選擇滾珠絲杠的精度等級為3級精度，取精度系數(shù)=1；查表3-3系數(shù)得，可靠系數(shù)=1。取滾珠絲杠的當(dāng)量=（該轉(zhuǎn)速為最大切削進(jìn)給速度時(shí)的轉(zhuǎn)速），已知=0.5m/min，滾珠絲杠的基本導(dǎo)程=6mm,則===120r/min===5287.86N3.5.2估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形誤差是影響進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)重復(fù)定位精度最主要的因素，一般占重復(fù)定位精度的1/3～1/2，所以，在初選滾珠絲杠是，從重復(fù)定位精度的角度考慮，規(guī)定滾珠絲杠螺母副允許的最大軸向變形量必須滿足下式=（1/3～1/2）重復(fù)定位精度影響定位精度最主要的因素是滾珠絲杠螺母副的螺距誤差、滾珠絲杠本身的彈性變形（因?yàn)檫@種變形是隨滾珠絲杠螺母在滾珠絲杠上的不同位置而變化的）和滾珠絲杠螺母副所受摩擦力矩的變化（因?yàn)樵撟兓绊懴到y(tǒng)的死區(qū)誤差）。所以，在初選滾珠絲杠時(shí)，從定位精度的角度考慮，規(guī)定滾珠絲杠螺母副額的最大軸向變形必須滿足下式=（1/5～1/4）定位進(jìn)度根據(jù)上式分別計(jì)算，取兩者中較小值為估算滾珠絲杠螺母副允許的軸向變形量（mm）。已知本車床橫向進(jìn)給系統(tǒng)的定位精度40，重復(fù)定位精度為16，有上式得=（1/3～1/2）×16=5.33～8=(1/5～1/4)×40=8～10取上述計(jì)算結(jié)果的較小值，即=5.33。3.5.3按精度確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑估算滾珠絲杠螺母副螺紋的底徑，滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑估算是根據(jù)滾珠絲杠螺母副的支撐方式進(jìn)行的。對于不同的支承方式，其計(jì)算方式不同，本次設(shè)計(jì)方案采用一端固定、一端游動(dòng)支承方式的滾珠絲杠安裝1.一端固定，一端自由或游動(dòng)時(shí)，有=mm(3-11)式中——彈性模量（MPa），一般滾珠絲杠取=2.1×105MPa；——估算的滾珠絲杠螺母副允許的最大軸向變形量（）；——導(dǎo)軌的靜摩擦力（N），=；——滾珠絲杠螺母至絲杠固定端支承的最大距離（mm），=行程+安全行程+余程+螺母長度+支承長度≈（1.2～1.4）行程+（25～30）。兩端支承或兩端固定時(shí)，有=mm(3-12)式中——滾珠絲杠螺母至絲杠固定端支承的最大距離（mm），=行程+安全行程+余程×2+螺母長度+支承長度≈（1.2～1.4）行程+（25～30）。滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用一端固定、一端游動(dòng)支承方式，滾珠絲杠螺母副的兩個(gè)固定支承之間的距離為：=行程+安全行程+余程+螺母長度+支承長度≈（1.2～1.4）行程+（25～30）取=1.4行程+30=1.4×160＋30×6=404mm==11.36mm3.6初步確定滾珠絲杠螺母副的精度等級本進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)采用開環(huán)控制系統(tǒng)，應(yīng)滿足下列要求==30.84取滾珠絲杠螺母副的精度等級3級，查表3-5得=12，當(dāng)螺紋長度為400mm時(shí)，=13，=12=25<30.84=25<30.84故滿足設(shè)計(jì)要求。表3-5有效行程內(nèi)的目標(biāo)行程公差和允許的行程變動(dòng)量（單位：）有效行程/mm精度等級123453156688121216162323>315~4007698121218172525>400~500871010131320192726>500~630971111141422213029>630~8001081312161625233531>800~10001191513171729154033>1000~125131018141919342946393.7確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號為FFZL2506-3-P3/585×400，其具體參數(shù)如下=25mm，=6mm=11500N>=5287.86N=21.9mm>=11.36mm3.8縱向進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算由于縱向進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算與橫向類似，故計(jì)算過程省略。3.9滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗(yàn)3.9.1滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗(yàn)=×105N(3-13)式中——滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑(mm)；——滾珠絲杠螺母副的最大受壓長度(mm)；——安全系數(shù)，絲杠垂直安裝時(shí)取=1/2，絲杠水平安裝時(shí)取=1/3；——安全系數(shù)，與支承方式有關(guān)，參見表與支承方式有關(guān)的系數(shù)；——滾珠絲杠螺母副承受的最大軸向壓縮載荷(N)。已知滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑=21.9mm，由設(shè)計(jì)圖可知滾珠絲杠螺母副的最大受壓長度=313mm，絲杠水平安裝時(shí)，取=1/3，查表3-6得=2，則由公式(3-13)得=×105==156529.62N本車床橫向進(jìn)給系統(tǒng)滾珠絲杠螺母副的最大軸向壓縮載荷為=964.66N，遠(yuǎn)小于其臨界壓縮載荷的值，故滿足要求。表3-6與支承方式有關(guān)的系數(shù)支承方式一端固定一端自由0.251.8753.4一端固定一端游動(dòng)23.92715.1二端固定44.73滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速的校驗(yàn)滾珠絲杠螺母副轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生共振的最高轉(zhuǎn)速稱為臨界轉(zhuǎn)速。對呀數(shù)控機(jī)床來說，滾珠絲杠螺母副的最高轉(zhuǎn)速是指快速移動(dòng)時(shí)的轉(zhuǎn)速。因此，只要此時(shí)的轉(zhuǎn)速不超過臨界轉(zhuǎn)速就可以了。為了安全起見，一般滾珠絲杠螺母副的最高轉(zhuǎn)速應(yīng)低于臨界轉(zhuǎn)速。臨界轉(zhuǎn)速按以下公式計(jì)算：=r/min(3-14)式中——臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算長度(mm)；——滾珠絲杠彈性模量(MPa),一般取=2.1×105MPa；——滾珠絲杠密度(g/mm3),一般取=N/mm3；——滾珠絲杠的最小慣性矩(mm4),一般取=；——重力加速度(mm/s2),=9.8×103mm/s2；——滾珠絲杠的最小截面積(mm2)，一般取=；——安全系數(shù)，取=0.8；——與支承方式有關(guān)的系數(shù)。滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算長度=337mm，其彈性模量=2.1×105MPa，密度=N/mm3，重力加速度=9.8×103mm/s2。滾珠絲杠的最小慣性矩為===11285.64mm4取=0.8，由表3-6得=3.927，由上式得===29188r/min本橫向進(jìn)給傳動(dòng)鏈的滾珠絲杠螺母副的最高轉(zhuǎn)速為83.3r/min，遠(yuǎn)小于其臨界轉(zhuǎn)速，故滿足要求。3.10滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗(yàn)滾珠絲杠螺母副的疲勞壽命和時(shí)間壽命公式=r(3-15)=h(3-16)式中——額定動(dòng)載荷(N)；——軸向載荷(N)；——滾珠絲杠螺母副轉(zhuǎn)速(r/min)；——運(yùn)轉(zhuǎn)條件系數(shù)，無沖擊平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，取1.0～1.2；一般運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，取1.2～1.5；有沖擊振動(dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，取1.5～3.0。常用滾珠絲杠型號及參數(shù)表得滾珠絲杠的額定動(dòng)載荷=11300N，已知其軸向載荷==964.66N，滾珠絲杠的轉(zhuǎn)速==83.3r/min，運(yùn)轉(zhuǎn)條件系數(shù)=1.2，則由式(3-15)，式(3-16)得===9.3×108r===186074.4215000h故滿足要求3.11計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度3.11.1計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度絲杠支承方式為一端固定，一端自由或游動(dòng)時(shí)，有==N/(3-17)式中——彈性模量（MPa）,一般取=2.1×105MPa；——滾珠絲杠的底徑(mm)；——滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離(mm)；當(dāng)=，即滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離最大時(shí)，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度==N/(3-18)當(dāng)=，即滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離最小時(shí)，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度==N/(3-19)已知滾珠絲杠的彈性模量=2.1×105MPa，滾珠絲杠的底徑=21.9mm，當(dāng)滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離==313mm時(shí)，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度根據(jù)式(3-18)得====252.83N/當(dāng)==113mm時(shí)，滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度，根據(jù)式(2-19)得====700.32N/3.11.2計(jì)算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度已知滾動(dòng)體直徑=5.953mm，滾動(dòng)體個(gè)數(shù)=15，軸承的最大軸向工作載荷==964.66N，由3-7和表一個(gè)未預(yù)緊的軸承或一對預(yù)緊軸承的組合剛度的計(jì)算公式得==424.78N/表3-6滾珠絲杠螺母副支承剛度的計(jì)算公式滾珠絲杠螺母副支承方式支承剛度的計(jì)算公式一端固定，一端自由=一端固定，一端游動(dòng)固定端預(yù)緊時(shí)：=兩端支承預(yù)緊時(shí)=：未預(yù)緊時(shí)：=兩端固定固定端預(yù)緊時(shí)=23.11.3計(jì)算滾珠與滾道的接觸剛度1.滾珠絲杠螺母副不預(yù)緊時(shí)，有=N/(3-20)2.滾珠絲杠螺母副預(yù)緊時(shí)，有=N/(3-21)式中——從滾珠絲杠樣本上查取得剛度值(N/)；——額定動(dòng)載荷(N)；—滾珠絲杠上所承受的軸向工作載荷(N)。常用滾珠絲杠型號及參數(shù)得滾珠與滾道的接觸剛度=636N/，滾珠絲杠的額定動(dòng)載荷=11300N，已知滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷=964.66N，則由式(3-21)得===603.33N/3.11.4計(jì)算進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的綜合拉壓剛度進(jìn)給系統(tǒng)的最大綜合拉壓剛度和最小綜合拉壓剛度=N/(3-22)=N/(3-23)由式公式(3-22)得進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為===0.0044N/故=185N/由式公式(3-23)得進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為===0.0077N/故=130N/3.11計(jì)算滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度=N·m/rad(3-24)式中——扭轉(zhuǎn)作用點(diǎn)之間的距離(cm)，對數(shù)控機(jī)床使用的滾珠絲杠螺母副來說，是指從絲杠端部裝聯(lián)軸器處到滾珠絲杠螺母的中心之間的距離，對此該絲杠螺母中心位于距離絲杠端部裝聯(lián)軸器處的追遠(yuǎn)位置；——剪切模量(MPa)，一般滾珠絲杠取=8.1×104(MPa)；——滾珠絲杠的底徑(mm)。扭矩作用點(diǎn)之間的距離=387mm，已知滾珠絲杠的剪切模量=8.1×104MPa，滾珠絲杠的底徑=21.9mm，由公式(3-24)得：===4724.22N·m/rad第4章驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的選型與計(jì)算4.1計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載慣量4.1.1單個(gè)回轉(zhuǎn)體零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算=㎏·cm2(4-1)式中——材料密度(kg/cm3)，對于鋼=7.8×10-3kg/cm3；——回轉(zhuǎn)體的直徑(cm)；——回轉(zhuǎn)體的長度(cm)；——零件序號，=1,2，…，。已知滾珠絲杠的密度=7.8×10-3kg/cm3，則由公式(4-1)得====1.38㎏·㎝24.1.2折算到電動(dòng)機(jī)軸上的移動(dòng)部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量=kg·cm2(4-2)式中——機(jī)床執(zhí)行部件的總質(zhì)量(kg)；——電動(dòng)機(jī)每轉(zhuǎn)一圈，機(jī)床執(zhí)行部件在軸向移動(dòng)的距離(mm)。已知機(jī)床橫向進(jìn)給系統(tǒng)執(zhí)行部件的總質(zhì)量=61.22kg；絲杠軸每轉(zhuǎn)一圈，機(jī)床執(zhí)行部件在軸向移動(dòng)的距離=0.6cm，則由式(4-2)的===0.56kg·cm24.1.3加在電動(dòng)機(jī)上總的負(fù)載轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算===2.8kg·cm24.2計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩4.2.1折算到電動(dòng)機(jī)軸上的切削負(fù)載力矩的計(jì)算=N/m(4-3)式中——在切削狀態(tài)下，各坐標(biāo)軸的軸向負(fù)載力(N)；——電動(dòng)機(jī)每轉(zhuǎn)一圈，機(jī)床執(zhí)行部件在軸向移動(dòng)距離(m)；——進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率，絲杠與電動(dòng)機(jī)直連時(shí)，取=0.90；絲杠與電動(dòng)機(jī)不直連時(shí)，取=0.85。已知在切削狀態(tài)下的軸向負(fù)載力==964.66N，絲杠每轉(zhuǎn)一圈，機(jī)床執(zhí)行部件軸向移動(dòng)的距離=6mm=0.006m，進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率=0.85，則由式(4-3)得===0.217N/m4.2.2折算到電動(dòng)機(jī)軸上的摩擦負(fù)載力矩的計(jì)算=N·m(4-4)式中——不切削狀態(tài)下各坐標(biāo)軸的軸向負(fù)載力(即為空載時(shí)的導(dǎo)軌摩擦力，N)。已知在不切削狀態(tài)下的軸向負(fù)載力(即為空載時(shí)的導(dǎo)軌摩擦力)=210N，則由公式(4-4)得===0.217N·m4.2.3由滾珠絲杠預(yù)緊力產(chǎn)生的并折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩的計(jì)算=N·m(4-5)式中——滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力(N)；——滾珠絲杠螺母副的基本導(dǎo)程(m)；——滾珠絲杠螺母副的效率，一般取=9.8。已知滾珠絲杠螺母副的效率=9.8，滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力為===321.55N則由式(4-5)得===0.081N·m4.2.4折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩的計(jì)算1.空載時(shí)（快進(jìn)力矩），有=N·m(4-6)2.切削時(shí)（工進(jìn)力矩），有=N·m(4-7)空載時(shí)（快進(jìn)力矩），由公式(4-6)得===0.128N·m切削時(shí)（工進(jìn)力矩），由公式(4-7)得===0.298N·m4.3計(jì)算折算到電動(dòng)就軸上的加速力矩=kgf·cm(4-8)式中——機(jī)床執(zhí)行部件以最快速度運(yùn)動(dòng)時(shí)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速(r/min)；——電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(kg·cm2)；——坐標(biāo)軸的負(fù)載慣量(kg·cm2)；——進(jìn)給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益(Hz)；——加速時(shí)間(s),取=3=（其中，為周期(s)）。根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果和參考文獻(xiàn)[21-10-9]國產(chǎn)BF系列反應(yīng)式步進(jìn)電機(jī)技術(shù)參數(shù)表，初選130BF001型反應(yīng)式步進(jìn)電機(jī)，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量=4.6kg·cm2；而進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的負(fù)載慣量=2.8kg·cm2；對開環(huán)系統(tǒng)，一般取加速時(shí)間=0.05s。當(dāng)機(jī)床執(zhí)行部件以最快速度=1200mm/min運(yùn)動(dòng)時(shí)電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速為==1000r/min由式(4-8)得===79.03kgf·cm=7.74N·m4.4選擇驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的型號4.4.1選擇驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的型號根據(jù)以上計(jì)算和參考文獻(xiàn)[21-10-9]國產(chǎn)BF系列反應(yīng)式步進(jìn)電機(jī)技術(shù)參數(shù)表，選擇國產(chǎn)130BF001型反應(yīng)式步進(jìn)電機(jī)為驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)，機(jī)主要技術(shù)參數(shù)如下：相數(shù)，5；步距角，0.75°/1.5°；最大靜轉(zhuǎn)矩，9.31N·m；轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，4.6kg·cm2；最高空載啟動(dòng)頻率，3000Hz；運(yùn)行頻率，16000Hz；分配方式，五相十拍；質(zhì)量，92kg。4.4.2確定最大靜轉(zhuǎn)矩由表系統(tǒng)空載啟動(dòng)力矩與所需的步進(jìn)電機(jī)的最大靜力矩的關(guān)系給出的機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)空載啟動(dòng)力矩與所需的步進(jìn)電機(jī)的最大靜力矩的關(guān)系可得=9.951===8.273N·m機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)空載啟動(dòng)力矩與所需的步進(jìn)電機(jī)的最大靜力矩的關(guān)系為===0.993N·m取和中較大者為所需的步進(jìn)電動(dòng)機(jī)的最大靜轉(zhuǎn)矩，即=8.273N·m。本電動(dòng)機(jī)的最大靜轉(zhuǎn)矩為9.31N·m，大于=8.273N·m，可以在規(guī)定的時(shí)間里正常啟動(dòng)，故滿足要求。4.4.3驗(yàn)算慣量匹配為了使機(jī)械傳動(dòng)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(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之比一般應(yīng)滿足，即因?yàn)?=0.61，故滿足慣量匹配要求。第5章機(jī)械系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)分析5.1計(jì)算絲杠—工作臺(tái)縱向振動(dòng)系統(tǒng)最低固有頻率滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度==144×106N/m，機(jī)床執(zhí)行部件的質(zhì)量和滾珠絲杠螺母副的質(zhì)量分別為、，滾珠絲杠螺母副和機(jī)床執(zhí)行部件的等效質(zhì)量為=，已知=61.22kg，則==2.24kg===61.97kg===1448rad/s5.2計(jì)算扭轉(zhuǎn)振動(dòng)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(dòng)慣量為===37kg·cm2=0.0037kg·m2已知滾珠絲杠的扭轉(zhuǎn)剛度==4724.22N·m/rad，則：===1130rad/s由以上計(jì)算可知，絲杠—工作臺(tái)縱向系統(tǒng)的最低固有頻率=1448rad/s、扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng)的最低固有頻率=1130rad/s，都比較高。一般按=300rad/s的要求來設(shè)計(jì)機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度，故滿足要求。5.3計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的反向死區(qū)假定靜摩擦力主要由機(jī)床執(zhí)行部件的重量引起的，則機(jī)床執(zhí)行部件反向時(shí)的最大反向死區(qū)誤差公式====mm(5-1)式中——執(zhí)行部件的質(zhì)量(kg)；——重力加速度，一般取=9.8m