數控銑床伺服進給系統(tǒng)設計.doc

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1、沈陽理工大學學士學位論文 摘 要 本文完成了對數控銑床伺服進給系統(tǒng)的設計。首先確定了總體設計方案，和X、Y、Z三個方向的運動參數，之后根據運動參數確定了數控機床的傳動方案，由導程、當量動載荷、最小螺紋底徑確定了X、Y、Z三個方向的滾珠絲杠以及由最大切削負載轉矩、負載轉動慣量等確定了X、Y、Z三個方向的伺服電機，并且校驗了X、Y、Z三個方向的伺服進給系統(tǒng)。 確定了結構方案后，用CAXA 實體設計軟件對結構中絲杠、導軌、伺服電機等零件進行了3D建模，之后裝配出X、Y、Z三個方向的伺服進給系統(tǒng)，并生成出數控銑床伺服進給系統(tǒng)的二維工程圖，最后對其進行了運動仿真。 關鍵詞：進給系

2、統(tǒng)；滾珠絲杠；伺服電機；CAXA實體設計 Abstract In this paper, the machine servo systems of the CNC milling are designed. First,overall design scheme is determined，and the motion parameters of the X,Y,Z three directions are determined，then according to the motion parame

3、ters，the transmission scheme of the CNC machine is determined，and by the lead, equivalent dynamic load, and bottom diameter of the smallest screw，the ball screws of the X, Y, Z three directions are determined and by the maximum cutting load torque, moment of inertia of the load ，the servo motors of

4、 the X, Y, Z three directions are determined，and the servo feed systems of the X, Y, Z three directions are checked. After determining the program of the structure，three-dimensional modeling of the screws 、rails 、servo motors and other parts in the structure are set up by using CAXA physic

5、al design software，then the servo systems of the X, Y, Z three directions are assembled，and two-dimensional engineering drawings of the servo systems of the CNC milling machine are generated，finally the motion simulation is set up. Keywords : Feed system;Ball Screw;Servo motor;CAXA physical d

6、esign 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 1 緒論 1 1.1 課題背景和意義 1 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 1 1.3 數控機床的發(fā)展趨勢 1 1.4 本課題的研究內容和方法 3 1.5 本章小結 4 2 總體方案設計 5 2.1 伺服進給系統(tǒng)的基本要求 5 2.2 銑床的技術要求 5 2.3 傳動方案設計 5 2.4 主切削力及切削分力及切削分力計算 6 2.4.1

7、計算主切削力 6 2.4.2 計算各切削分力 6 2.5 本章小結 6 3 滾珠絲杠及伺服電動機的選擇 8 3.1 X軸方向進給系統(tǒng)的計算 8 3.1.1 X軸滾珠絲杠的選擇 8 3.1.2 X軸伺服電機的選擇 11 3.1.3 X軸系統(tǒng)校驗 13 3.2 Y軸方向進給系統(tǒng)的計算 16 3.2.1 Y軸滾珠絲杠的選擇 16 3.2.2 Y軸伺服電機的選擇 20 3.2.3 Y軸系統(tǒng)校驗 21 3.3 Z軸方向進給系統(tǒng)的計算 24 3.3.1 Z軸滾珠絲杠的選擇 24 3.3.2 Z軸伺服電機的選擇 27 3.3.3 Z軸系統(tǒng)校驗 29

8、 3.4 本章小結 32 4 3D建模 33 4.1 CAXA實體設計的介紹 33 4.2 絲杠設計 33 4.2.1 設計思路 33 4.2.2 設計步驟 33 4.3 標準件及高級圖素應用 36 4.3.1 設計方法 36 4.3.2 內六角圓柱頭螺釘設計 37 4.4 裝配設計 38 4.4.1 設計方法 38 4.4.2 軸承座裝配 38 4.5 二維工程圖輸出 40 4.5.1 設計方法 40 4.5.2 生成步驟 40 4.6 本章小結 43 5 運動仿真 44 5.1 設計方法 44 5.2 絲杠的仿真 4

9、4 5.3 本章小結 44 6 結論 45 參考文獻 46 致 謝 47 附錄A 英文原文 48 附錄B 中文譯文 53 III 1 緒論 1.1 課題背景和意義 機床是國民經濟中具有戰(zhàn)略意義的基礎工業(yè)，所以機床工業(yè)的發(fā)展和機床技術水平的提高，必然對國民經濟的發(fā)展起著重大的推動作用。隨著改革開放以及中國加入世貿組織后，我國的機床工業(yè)已取得了巨大的發(fā)展。特別是在加入世貿組織后，中國正在逐步變成世界制造中心，機械行業(yè)為了增強競爭力已開始廣泛的使用先進的數控技術及數控機床，雖然目前我國的數控技術正處在方興未艾的發(fā)展時期，但只要經過技術工人艱苦不懈的共同

10、努力，我國的數控機床及數控技術一定能逐步縮小與世界先進水平的差距，取得很好的發(fā)展。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 從20世紀中葉數控技術出現(xiàn)以來，數控機床給機械制造業(yè)帶來了革命性的變化。 數控加工具有如下特點：加工柔性好，加工精度高，生產率高，減輕操作者勞動強度、改善勞動條件，有利于生產管理的現(xiàn)代化以及經濟效益的提高。數控機床是一種高度機電一體化的產品，適用于加工多品種小批量零件、結構較復雜、精度要求較高的零件、需要頻繁改型的零件、價格昂貴不允許報廢的關鍵零件、要求精密復制的零件、需要縮短生產周期的急需零件以及要求100%檢驗的零件。數控機床的特點及其應用范圍使其成為國民經濟和國防建設

11、發(fā)展的重要裝備。 進入21世紀，我國經濟與國際全面接軌，進入了一個蓬勃發(fā)展的新時期。機床制造業(yè)既面臨著機械制造業(yè)需求水平提升而引發(fā)的制造裝備發(fā)展的良機，也遭遇到加入世界貿易組織后激烈的國際市場競爭的壓力，加速推進數控機床的發(fā)展是解決機床制造業(yè)持續(xù)發(fā)展的一個關鍵。隨著制造業(yè)對數控機床的大量需求以及計算機技術和現(xiàn)代設計技術的飛速進步，數控機床的應用范圍還在不斷擴大，并且不斷發(fā)展以更適應生產加工的需要。 1.3 數控機床的發(fā)展趨勢 （1）高速化。隨著汽車、國防、航空、航天等工業(yè)的高速發(fā)展以及鋁合金等新材料的應用，對數控機床加工的高速化要求越來越高。目前銑削速度已達到5

12、000～8000m/min以上，主軸轉速達到30000～100000r/min；工作臺的移動速度，當分辨率為1μm時，在100～200m/min以上。自動換刀速度在1秒以內，小線段插補進給速度達到12m/s。 （2）高精度化。數控機床精度的要求現(xiàn)在已經不局限于靜態(tài)的幾何精度，機床的運動精度、熱變形以及對振動的監(jiān)測和補償越來越獲得重視。提高CNC系統(tǒng)控制精度：采用高速插補技術，以微小程序段實現(xiàn)連續(xù)進給，使CNC控制單位精細化，并采用高分辨率位置檢測裝置，提高位置檢測精度，位置伺服系統(tǒng)采用前饋控制與非線性控制等方法；采用誤差補償技術：采用反向間隙補償、絲桿螺距誤差補償和刀具誤差補償等技術，

13、對設備的熱變形誤差和空間誤差進行綜合補償；采用網格解碼器檢查和提高加工中心的運動軌跡精度，并通過仿真預測機床的加工精度，以保證機床的定位精度和重復定位精度，使其性能長期穩(wěn)定，能夠在不同運行條件下完成多種加工任務，并保證零件的加工質量。 （3）高可靠性。數控機床與傳統(tǒng)機床相比，增加了數控系統(tǒng)和相應的監(jiān)控裝置等，應用了大量的電氣、液壓和機電裝置，易于導致出現(xiàn)失效的概率增大；工業(yè)電網電壓的波動和干擾對數控機床的可靠性極為不利，而數控機床加工的零件型面較為復雜，加工周期長，要求平均無故障時間在2萬小時以上。為了保證數控機床有高的可靠性，就要精心設計系統(tǒng)、嚴格制造和明確可靠性目標以及通過維修分

14、析故障模式并找出薄弱環(huán)節(jié)。國外數控系統(tǒng)平均無故障時間在7～10萬小時以上，國產數控系統(tǒng)平均無故障時間僅為10000小時左右，國外整機平均無故障工作時間達800小時以上，而國內最高只有300小時。 （4）功能復合化。復合機床的含義是指在一臺機床上實現(xiàn)或盡可能完成從毛坯至成品的多種要素加工。根據其結構特點可分為工藝復合型和工序復合型兩類。采用復合機床進行加工，減少了工件裝卸、更換和調整刀具的輔助時間以及中間過程中產生的誤差，提高了零件加工精度，縮短了產品制造周期，提高了生產效率和制造商的市場反應能力，相對于傳統(tǒng)的工序分散的生產方法具有明顯的優(yōu)勢。 （5）控制智能化。隨著人工智能

15、技術的發(fā)展，為了滿足制造業(yè)生產柔性化、制造自動化的發(fā)展需求，數控機床的智能化程度在不斷提高。加工過程自適應控制技術：通過監(jiān)測加工過程中的切削力、主軸和進給電機的功率、電流、電壓等信息，利用傳統(tǒng)的或現(xiàn)代的算法進行識別，以辯識出刀具的受力、磨損、破損狀態(tài)及機床加工的穩(wěn)定性狀態(tài)，并根據這些狀態(tài)實時調整加工參數和加工指令，使設備處于最佳運行狀態(tài)，以提高加工精度、降低加工表面粗糙度并提高設備運行的安全性；加工參數的智能優(yōu)化與選擇：將工藝專家或技師的經驗、零件加工的一般與特殊規(guī)律，用現(xiàn)代智能方法，構造基于專家系統(tǒng)或基于模型的“加工參數的智能優(yōu)化與選擇器”，利用它獲得優(yōu)化的加工參數，從而達到提高編程效率和加

16、工工藝水平、縮短生產準備時間的目的；智能故障自診斷與自修復技術：根據已有的故障信息，應用現(xiàn)代智能方法實現(xiàn)故障的快速準確定位；智能故障回放和故障仿真技術：能夠完整記錄系統(tǒng)的各種信息，對數控機床發(fā)生的各種錯誤和事故進行回放和仿真，用以確定錯誤引起的原因，找出解決問題的辦法，積累生產經驗；智能化交流伺服驅動裝置：能自動識別負載，并自動調整參數的智能化伺服系統(tǒng)，包括智能主軸交流驅動裝置和智能化進給伺服裝置。這種驅動裝置能自動識別電機及負載的轉動慣量，并自動對控制系統(tǒng)參數進行優(yōu)化和調整，使驅動系統(tǒng)獲得最佳運行。 （6）體系開放化。 向未來技術開放：由于軟硬件接口都遵循公認的標準協(xié)議，只需少量的

17、重新設計和調整，新一代的通用軟硬件資源就可能被現(xiàn)有系統(tǒng)所采納、吸收和兼容，這就意味著系統(tǒng)的開發(fā)費用將大大降低而系統(tǒng)性能與可靠性將不斷改善并處于長生命周期；向用戶特殊要求開放：更新產品、擴充功能、提供硬軟件產品的各種組合以滿足特殊應用要求；數控標準的建立：國際上正在研究和制定一種新的CNC系統(tǒng)標準ISO14649，以提供一種不依賴于具體系統(tǒng)的中性機制，能夠描述產品整個生命周期內的統(tǒng)一數據模型，從而實現(xiàn)整個制造過程乃至各個工業(yè)領域產品信息的標準化。標準化的編程語言，既方便用戶使用，又降低了和操作效率直接有關的勞動消耗。 （7）信息交互網絡化。對于面臨激烈競爭的企業(yè)來說，使數控機床具有雙向、高速的

18、聯(lián)網通訊功能，以保證信息流在車間各個部門間暢通無阻是非常重要的。既可以實現(xiàn)網絡資源共享，又能實現(xiàn)數控機床的遠程監(jiān)視、控制、培訓、教學、管理，還可實現(xiàn)數控裝備的數字化服務。例如，日本Mazak公司推出新一代的加工中心配備了一個稱為信息塔的外部設備，包括計算機、手機、機外和機內攝像頭等，能夠實現(xiàn)語音、圖形、視像和文本的通信故障報警顯示、在線幫助排除故障等功能，是獨立的、自主管理的制造單元。 1.4 本課題的研究內容和方法 本課題是通過查閱資料確定數控銑床的切削力，由切削力的大小來確定數控銑床伺服進給系統(tǒng)的各種運動參數及傳動方案，然后通過計算當量動載荷選擇滾珠絲杠，通過計算最大

19、切削負載轉矩，負載慣量選擇伺服電動機。最后通過CAXA軟件對數控銑床的伺服進給系統(tǒng)進行3D建模和運動仿真，在仿真中逐漸更改和優(yōu)化系統(tǒng)。 1.5 本章小結 本章先介紹了課題的背景與研究現(xiàn)狀，介紹了數控銑床發(fā)展趨勢，從而提出了研究數控銑床的重要意義。最后介紹了本課題研究的主要內容和研究方法。 2 總體方案設計 2.1 伺服進給系統(tǒng)的基本要求 伺服進給系統(tǒng)的基本要求： （1）精度要求 伺服系統(tǒng)必須保證機床的定位精度和加工精度。對于低檔性的數控系統(tǒng)，驅動控制精度一

20、般為0.01mm；對于高性能數控系統(tǒng)，驅動控制精度為1μm，甚至為0.1μm。 （2）響應速度 為了保證輪廓切削形狀精度和低的加工表面粗糙度，除了要求有較高的定位精度外，還要有良好的快速響應特性，即要求跟蹤指令信號響應要快。 （3）調速范圍 調速范圍是指生產機械要求電機能提供的最高轉速和最低轉速之比。在各種數控機床中，由于加工用道具、被加工工件材質及零件加工要求的不同，為保證在任何情況下都能得到最佳切削條件，就要求進給系統(tǒng)驅動系統(tǒng)必須具有足夠寬的調速范圍。 （4）低速、大轉矩 根據機床的加工特點，經常在低速下進行重切削，即在低速下進給驅動系統(tǒng)必須有大的轉矩

21、輸出。 2.2 銑床的技術要求 工作臺質量為200kg，工件和夾具的總質量為500kg。工作臺縱向行程為650 mm，進給速度為1~8000mm/min，快速移動速度為20000mm/min；橫向行程為450mm，進給速度為1~8000mm/min，快速移動速度為15000mm/min；垂向行程為500mm，進給速度為1~8000mm/min，快速移動速度為25000mm/min。采用滾動直線導軌，導軌的動摩擦系數為0.0045，靜摩擦系數為0.0045；定位精度為0.012/300mm，重復定位精度為0.006mm。機床的工作壽命為20000h。 2.3 傳動方案設計

22、 為了滿足以上技術要求，采取以下技術方案： （1）工作臺工作面尺寸（寬度長度）確定為650mm650mm。 （2）對滾珠絲杠螺母副采用預緊，并對滾珠絲杠進行拉伸預緊。 （3）采用伺服電動機驅動。 （4）采用夾緊式法蘭膜片聯(lián)軸器將伺服電動機與滾珠絲杠連接。 (5) 導軌采用四方向等載荷性滾動直線導軌副。 2.4 主切削力及其切削分力計算 2.4.1 計算主切削力 根據已知條件，采用鑲齒三面刃銑刀，查《切削手冊》切削力計算公式為： （2.1） 式中

23、Z——銑刀齒數； ——背吃刀量（mm）； ——每齒進給量（mm/z）； ——側吃刀量（mm）。 所以當，，，， 時， =6420N 2.4.2 計算各切削分力 工作臺的縱向切削力、橫向切削力和垂向切削力分別為： 2.5 本章小結 本章主要介紹了設計伺服進給系統(tǒng)的基本要求，根據要求及參考資料確定了運動參數及傳動方案，并且計算出了各向切削力。

24、3 滾珠絲杠及伺服電動機的選擇 3.1 X軸方向進給系統(tǒng)的計算 3.1.1 X軸滾珠絲杠的選擇 1確定滾珠絲杠的導程 根據已知條件取電動機的最高轉速,i=1得： 2滾珠絲杠螺母副的載荷及轉速計算 絲杠最大載荷，為切削時的最大進給力加摩擦力；最載荷即摩擦力 。已知最大進給力為，工作臺加工件與夾具的質量為700，導軌的摩擦因數為0.0045，故絲杠的最小載荷

25、 N

26、 絲杠最大載荷 N 當負荷與載荷接近單調式變化時 3確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 （1）按預定工作時間估算。 （3.1）

27、 式中——預期工作時間（小時）； ——精度系數； ——可靠性系數； ——負荷系數。 查得載荷性質系數=1.3。已知初步選擇的滾珠絲杠的精度等級為2級，查得精度系數=1,可靠性系數=1，則 （2）因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊，所以可按估算最大軸向載荷。取預加載荷系數=4.5，則 （3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 取以上兩種結果的最大值，＝28497N。 4按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 （1）估算允許的滾

28、珠絲杠的最大軸向變形。 機床或機械裝置的伺服系統(tǒng)精度大多在空載下檢驗?？蛰d時作用在滾珠絲杠副上的最大軸向工作載荷是靜摩擦力。移動部件處啟動和返回時，由于方向變化將產生誤差因素，一般占重復定位精度的（1/21/3）。所以規(guī)定滾珠絲杠副允許的最大軸向變形（1/31/4）重復定位精度。 已知重復定位精度為6則 0.0020.0015mm 影響定位精度最主要因素是滾珠絲杠副的精度，其次是滾珠絲杠本身的拉壓彈性變形以及滾珠絲杠副摩擦力矩的變化等。一般估算（1/41/5）定位精度。 0.0050.004mm 取上述計算結果的較小值=0.0

29、015mm （2）估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 本機床工作臺（X軸）滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用兩端固定方式 （3.2） 式中——估算的滾珠絲杠最大允許軸向變形量（μm）； ——導軌靜摩擦力（N）； L——滾珠螺母至滾珠絲杠兩個固定支承的距離。 滾珠絲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 ≈（1.11.2）行程+（1014） L＝1.1行程+10≈（1.1650+108

30、）mm＝860mm 又=31.5N，得 5初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 根據計算所得的、、，初步選擇FFZD型內循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副FFZD4008-5其公稱直徑、基本導程、額定動載荷和絲杠底徑如下:=40mm, =8mm,=30700N＞=28497N, =34.9mm＞=5.23mm。故滿足式設計要求。 6確定滾珠絲杠螺母副的預緊力 3883N＝1294N 7計算滾珠絲杠螺母副的目標行程補償值與預緊拉力 1）計算目標行程補償值

31、 ＝11.8△t （3.3） 式中：△t——溫度變化值。 已知溫度變化值△t=2.5℃，滾珠絲杠螺母副的有效行程： 行程+（814）=650+118=738mm ＝11.8△t＝11.82.5738mm=21.77mm （2）計算滾珠絲杠的預拉伸力。 8確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號 （1）計算軸承所承受的最大軸向載荷 （2）軸

32、承類型 兩端固定支承方式。采用雙向推力角接觸球軸承。 （3）確定軸承內徑d 為便于絲杠加工，軸承內徑最好不大于滾珠絲杠大徑。在選用內循環(huán)滾珠絲杠副時必須有一端軸承內徑略小于絲杠底徑。其次軸承樣本上規(guī)定的預緊力應大于軸承所承最大載荷計算軸承的的1/3。 d略小于=34.9mm，d=30mm （4）軸承預緊力 預加負荷，=1/3=1/39821=3274N （5）按樣本選軸承型號規(guī)格 ZKLN3062.2RS d=30mm ，預加負荷為5850N>=3274N 9滾珠絲杠副工作圖設

33、計 （1）滾珠絲杠螺紋長度 余程=32mm =738+232=802mm （2）兩端固定支承距離 =860mm，絲杠全長L=994mm （3）行程起點離定支承距離 =62mm 3.1.2 X軸伺服電機的選擇 1力矩的計算 （1)計算切削負載力矩T 已知在切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力F=F=3883N,電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離=8mm=0.008m,進給傳動系統(tǒng)的總效率η=0.90，得：

34、 T===5.5Nm （2)計算摩擦負載力矩T 已知在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力）F=31.5N，得： T==N.m=0.044N.m （3)計算由滾珠絲杠得預緊而產生的附加負載力矩T 已知滾珠絲杠螺母副的預緊力F=976.56N，滾珠絲杠螺母副的基本導程=8mm=0.008mm，滾珠絲杠螺母副的效率=0.94，得: = 2負載轉動慣量計算 （1）已知機床執(zhí)行部件（即工作臺、工件和夾具）的

35、總質量m=800kg，電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離為8mm，得： （2)計算滾珠絲杠的轉到慣量J 已知滾珠絲杠的密度=7.810kg/cm,得: （3)計算聯(lián)軸器的轉動慣量J J (4)總的轉動慣量 根據上述計算可初步選定伺服電機。選擇S系列交流伺服電動機CTB-43POSXA20。 主要技術參數如下： 最高轉速：6000r/min 額定轉矩：14.3N.

36、m 最大轉矩：28.6N.m 轉子慣量：0.0054 機械時間常數：7.5ms 3空載啟動時，折算到電動機軸上的加速力矩 a）=0.0054=（1~4） b）最大轉矩：28.6N.m> c）額定轉矩：14.3N.m> 可見CTB-43POSXA20型交流伺服電機滿足設計要求。 3.1.3 X軸系統(tǒng)校驗 1傳動系統(tǒng)的剛度計算 （1）計算滾珠絲桿的拉壓剛度 本工作臺的絲杠支承方式為兩端固定，

37、當滾珠絲杠的螺母中心位于滾珠絲桿兩支承的中心位置（a=/2，=860mm）時，滾珠絲桿螺母副具有最小拉壓剛度，計算為： 當滾珠絲桿的螺母副中心位于行程的兩端位置時，滾珠絲桿螺母副具有最大拉壓剛度計算得： （2）計算滾珠絲杠螺母副支撐軸承的剛度 = 22.34 （3.4） 式中——軸承接觸角； ——滾動體直徑（mm）； Z——滾動體個數； ——最大軸向工作載荷（N）； 已知軸承的接觸角=60，滾動體直徑=4.25mm，滾動體個數

38、Z=10,軸承的最大軸向工作載荷= 35850=17550N,得 = 22.34 = 22.34 由兩端固定支承 =2=2719=1438N/μm （3）計算滾珠與滾道的接觸剛度K （3.5） 式中——查樣本上的剛度（μm）； ——額定動載荷； 由樣本查得：=1580N/μm； =30700N；=1294N =

39、2傳動系統(tǒng)剛度驗算及滾珠絲杠副的精度選擇 （1）計算 N/um 計算 N/um 靜摩擦力 （2）驗算傳動系統(tǒng)剛度 （3.6） 已知反相差值或重復定位精度為6 N/μm （3）傳動系統(tǒng)剛度變化引起的定位誤差 （4）確定精度，任意300mm內的行程變

40、動量 對半閉環(huán)系統(tǒng)而言， 定位精度為12μm/300mm 所以 所以=8μm<9.584 取絲杠精度取為2級。 （5）確定滾珠絲杠副的規(guī)格代號 已確定得型號：FFZD 公稱直徑：40mm，導程 8mm 螺紋長度：802mm 絲杠全長：994mm P類2級精度 即：FFZD4008-5-P2/994802 3驗算滾珠絲杠副臨界壓縮載荷 因絲杠所受最大軸向載荷小于絲杠預拉伸里不用驗算。 4驗算滾珠絲杠副的臨界轉速

41、 （3.7） 式中——臨界轉速計算長度（mm）。 由樣本得：=34.9mm， f=21.9，得 5驗算 （3.8） 式中——滾珠絲杠副的節(jié)圓直徑（mm）； —— 滾珠絲杠副的最高轉速。

42、 r/min 6基本軸向額定靜載荷驗算 式中——滾珠絲杠副的基本軸向額定載荷（N）； ——靜態(tài)安全系數。 由樣本得：=1.5，=17550N，=84900N 所以 1.517550=26325<=84900N 7強度驗算 （3.9） 式中——許用應力（）； ——滾珠絲杠螺紋底徑（mm）。 取=726，，

43、得 所以 mm 驗算均合格。 3.2 Y軸方向進給系統(tǒng)的計算 3.2.1 Y軸滾珠絲杠的選擇 1確定滾珠絲杠的導程 根據已知條件取電動機的最高轉速,i=1得： 2滾珠絲杠螺母副的載荷及轉速計算 絲杠最大載荷，為切削時的最大進給力加摩擦力；最載荷即摩擦力 。已知最大進給力為，工作臺加工件與夾具的質量為700，導軌的摩擦因數為0.0045，故絲杠的最小載荷

44、 N

45、 絲杠最大載荷 N 當負荷與載荷接近單調式變化時 3確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 （1）按預定工作時間估算 查得載荷性質系數=1.1。已知初步選擇的滾珠絲杠的精度等級為2級，查得精度系數=1,可靠性系數=1，由公式（3.

46、1）得， （2）因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊，所以可按估算最大軸向載荷。取預加載荷系數=4.5，則 （3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 取以上兩種結果的最大值，＝28497N。 4按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 （1）估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形。 機床或機械裝置的伺服系統(tǒng)精度大多在空載下檢驗。空載時作用在滾珠絲杠副上的最大軸向工作載荷是靜摩擦力。移動部件處啟動和返回時，由于方向變化將產生誤差因素，一般占重復定位精度的（1/21/3）。所以規(guī)定滾珠絲杠副允許的

47、最大軸向變形（1/31/4）重復定位精度。 已知重復定位精度為6則 0.0020.0015mm 影響定位精度最主要因素是滾珠絲杠副的精度，其次是滾珠絲杠本身的拉壓彈性變形以及滾珠絲杠副摩擦力矩的變化等。一般估算（1/41/5）定位精度。 0.0050.004mm 取上述計算結果的較小值=0.0015mm （2）估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 本機床工作臺（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 L＝行程+安全行程+2余程+螺母長度+支承長度

48、 ≈（1.11.2）行程+（1014） L＝1.1行程+10≈（1.2450+136）mm＝618mm 又=31.5N，由公式（3.2）得, 5初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 根據計算所得的、、，初步選擇FFZD型內循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副FFZD3206-5其公稱直徑、基本導程、額定動載荷和絲杠底徑如下:=32mm, =6mm,=20200N＞=19984N, =27.9mm＞=4.4mm。故滿足式設計要求。 6確定滾珠絲杠螺母副的預緊力 2920N＝973

49、N 7計算滾珠絲杠螺母副的目標行程補償值與預緊拉力 （1）計算目標行程補償值 已知溫度變化值△t=2.5℃，滾珠絲杠螺母副的有效行程： 行程+（814）=450+106=510mm 由公式（3.3）得 ＝11.8△t＝11.82.5510mm=15.22mm （2）計算滾珠絲杠的預拉伸力。 8確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號 （1）計算軸承所承受的最大軸向載荷 （2）軸承類

50、型 兩端固定支承方式。采用雙向推力角接觸球軸承。 （3）確定軸承內徑d 為便于絲杠加工，軸承內徑最好不大于滾珠絲杠大徑。在選用內循環(huán)滾珠絲杠副時必須有一端軸承內徑略小于絲杠底徑。其次軸承樣本上規(guī)定的預緊力應大于軸承所承最大載荷計算軸承的的1/3。 d略小于=27.9mm，d=25mm （4）軸承預緊力 預加負荷，=1/3=1/36617=2206N （5）按樣本選軸承型號規(guī)格 ZKLN2557.2RS d=25mm ，預加負荷為5525N>=2206N 9滾珠絲杠副工作圖

51、設計 (1）滾珠絲杠螺紋長度 余程=24mm =510+224=558mm (2）兩端固定支承距離 =618mm，絲杠全長L=750mm （3）行程起點離定支承距離 =60mm 3.2.2 Y軸伺服電機的選擇 1力矩的計算 （1)計算切削負載力矩T 已知在切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力F=F=2920N,電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離=6mm=0.006m,進給傳動系統(tǒng)的總效率η=0.90，

52、得： T===3.0997Nm （2)計算摩擦負載力矩T 已知在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力）F=31.5N，得： T==N.m=0.0336N.m （3)計算由滾珠絲杠得預緊而產生的附加負載力矩T 已知滾珠絲杠螺母副的預緊力F=973N，滾珠絲杠螺母副的基本導程=6mm=0.006mm，滾珠絲杠螺母副的效率=0.94，得: = 2負載轉動慣量計算 （1）已知機床執(zhí)行部件（即工作臺

53、、工件和夾具）的總質量m=800kg，電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離為8mm，得： （2)計算滾珠絲杠的轉到慣量J 已知滾珠絲杠的密度=7.810kg/cm,得: （3)計算聯(lián)軸器的轉動慣量J J （4)總的轉動慣量 根據上述計算可初步選定伺服電機。選擇交流伺服電機130MB200B-011000。 主要技術參數如下： 最高轉速：2500r/min 額定轉矩：8.8N

54、.m 最大轉矩：19.6N.m 轉子慣量：0.00158 機械時間常數：2.72ms 3空載啟動時，折算到電動機軸上的加速力矩 a）=0.00158=（1~4） b）最大轉矩：19.6N.m<，也可以使用，但加速時間長 c）額定轉矩：8.8N.m> 可見130MB200B-011000型交流伺服電機滿足設計要求。 3.2.3 Y軸系統(tǒng)校驗 1傳動系統(tǒng)的剛度計算 （1）計算滾珠絲桿的拉壓剛度

55、 本工作臺的絲杠支承方式為兩端固定，當滾珠絲杠的螺母中心位于滾珠絲桿兩支承的中心位置（a=/2，=618mm）時，滾珠絲桿螺母副具有最小拉壓剛度，計算為： 當滾珠絲桿的螺母副中心位于行程的兩端位置時，滾珠絲桿螺母副具有最大拉壓剛度計算得： （2）計算滾珠絲杠螺母副支撐軸承的剛度 已知軸承的接觸角=60，滾動體直徑=4.25mm，滾動體個數Z=10,軸承的最大軸向工作載荷= 35525=16575N,由公式（3.4）得, = 22.34 =22.34 由兩端固定支承

56、 =2=2706=1412N/μm （3）計算滾珠與滾道的接觸剛度K 由樣本查得：=1367N/μm； =20200N；=973N,由公式（3.5)得 = 2傳動系統(tǒng)剛度驗算及滾珠絲杠副的精度選擇 （1）計算 N/um 計算 N/um 靜摩擦力 （2）驗算傳動系統(tǒng)剛度 已知反相差值或重復定位精度為6,由公式（3.6）得

57、 N/μm （3）傳動系統(tǒng)剛度變化引起的定位誤差 （4）確定精度，任意300mm內的行程變動量 對半閉環(huán)系統(tǒng)而言， 定位精度為12μm/300mm 所以 所以=8μm<9.584 取絲杠精度取為2級。 （5）確定滾珠絲杠副的規(guī)格代號 已確定得型號：FFZD 公稱直徑：32mm，導程 6mm 螺紋長度：558mm 絲杠全長：750mm P類2級精度 即：FFZD4008-5-P2/750558 3驗算滾珠絲杠副臨

58、界壓縮載荷 因絲杠所受最大軸向載荷小于絲杠預拉伸里不用驗算。 4驗算滾珠絲杠副的臨界轉速 由樣本得：=27.9mm， f=21.9，由公式（3.7）得 5驗算 由公式（3.8）得 r/min 6基本軸向額定靜載荷驗算 式中

59、——滾珠絲杠副的基本軸向額定載荷（N）； ——靜態(tài)安全系數。 由樣本得：=1.5，=16575N，=53300N 所以 1.516575=24863<=53300N 7強度驗算 取=726，，由公式（3.9）得 所以 mm 驗算均合格。 3.3 Z軸方向進給系統(tǒng)的計算 3.3.1 Z軸滾珠絲杠的選擇 1確定滾珠絲杠的導程 根據已知條件取電動機的最高轉速,i=1得： 2滾珠絲杠螺母副的載荷及轉速計算

60、 絲杠最大載荷 =0.55=0.556420=3531N 因為機床對主軸箱有配重，所以估算主軸箱對絲杠的載荷為20N。 絲杠的最小載荷

61、 當負荷與載荷接近單調式變化時

62、 3確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 （1）按預定工作時間估算。 查得載荷性質系數=1.1。已知初步選擇的滾珠絲杠的精度等級為2級，查得精度系數=1,可靠性系數=1，由公式（3.1）得 （2）因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊，所以可按估算最大軸向載荷。取預加載荷系數=4.5，則 （3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 取以上兩種結果的最大值，＝24043N。 4按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 （1）估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形

63、。 機床或機械裝置的伺服系統(tǒng)精度大多在空載下檢驗?？蛰d時作用在滾珠絲杠副上的最大軸向工作載荷是靜摩擦力。移動部件處啟動和返回時，由于方向變化將產生誤差因素，一般占重復定位精度的（1/21/3）。所以規(guī)定滾珠絲杠副允許的最大軸向變形（1/31/4）重復定位精度。 已知重復定位精度為6則 0.0020.0015mm 影響定位精度最主要因素是滾珠絲杠副的精度，其次是滾珠絲杠本身的拉壓彈性變形以及滾珠絲杠副摩擦力矩的變化等。一般估算（1/41/5）定位精度。 0.0050.004mm 取上述計算結果的較小值=0.0015mm （2）

64、估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 本機床工作臺（X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 L＝行程+安全行程+2余程+螺母長度+支承長度 ≈（1.11.2）行程+（1014） L＝1.1行程+10≈（1.2500+1210）mm＝720mm 又=4.7N,由公式（3.2）得 5初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 根據計算所得的、、，初步選擇FFZD型內循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副FFZD3210-3其公稱直徑、基本導程、額定動載荷和絲杠底徑如

65、下:=32mm, =10mm,=25700N＞=24043N, =27.3mm＞=1.85mm。故滿足式設計要求。 6確定滾珠絲杠螺母副的預緊力 3531N＝1177N 7計算滾珠絲杠螺母副的目標行程補償值與預緊拉力 （1）計算目標行程補償值 已知溫度變化值△t=2.5℃，滾珠絲杠螺母副的有效行程： 行程+（814）=500+810=580mm 由公式（3.3）得 ＝11.8△t＝11.82.5580mm=17.11mm （2）計算滾珠絲

66、杠的預拉伸力。 8確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號 （1）計算軸承所承受的最大軸向載荷 （2）軸承類型 兩端固定支承方式。采用雙向推力角接觸球軸承。 （3）確定軸承內徑d 為便于絲杠加工，軸承內徑最好不大于滾珠絲杠大徑。在選用內循環(huán)滾珠絲杠副時必須有一端軸承內徑略小于絲杠底徑。其次軸承樣本上規(guī)定的預緊力應大于軸承所承最大載荷計算軸承的的1/3。 d略小于=27.3mm，d=25mm （4）軸承預緊力 預加負荷，=1/3=1/37164=2388N （5）按樣本選軸承型號規(guī)格 ZKLN2557.2RS d=25mm ，預加負荷為5525N>=2388N 9滾珠絲杠副工作圖設計 （1）滾珠絲杠螺紋長度 余程=4