平板流延機設計【三維UG】[含CAD高清圖和說明書全套]
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沈陽理工大學學士學位論文
沈陽理工大學
畢業(yè)設計(論文)
平板流延機結構設計
所在學院
專 業(yè)
班 級
姓 名
學 號
指導老師
年 月 日
V
摘 要
本次設計是對平板流延機的設計。在這里主要包括:水平方向絲杠傳動系統的設計、豎直方向絲杠傳動系統的設計、流延頭傳動設計、真空卡盤真空夾具的設計。這次畢業(yè)設計對設計工作的基本技能的訓練，提高了分析和解決工程技術問題的能力，并為進行一般機械的設計創(chuàng)造了一定條件。
整機結構主要由電動機產生動力通過聯軸器將需要的動力傳遞到絲桿上，絲桿帶動絲桿螺母，從而帶動整機運動，設計流延機面積在300x300mm平板流延機。平板流延機更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。
本論文研究內容：
(1) 平板流延機總體結構設計。
(2) 平板流延機工作性能分析。
(3)電動機的選擇。
(4) 平板流延機的傳動系統、執(zhí)行部件設計。
(5)對設計零件進行設計計算分析和校核。
(6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。
關鍵詞：平板流延機， 聯軸器，滾珠絲杠
Abstract
This design is the design of slab casting machine. Here mainly includes: the horizontal screw drive system design, the vertical screw drive system design, casting head transmission design, vacuum chuck vacuum fixture design. The graduation design on the design of the basic skills training, enhancing the analysis and to solve engineering problems, and create a certain condition for general mechanical design.
The structure is mainly produced by the motor power through the coupling will need to transfer the power to the screw rod, the screw rod drives the screw rod nut, which drives the motion, design of casting machine in the area of 300X300mm slab casting machine. Slab casting machine but also show its superiority, there are broad prospects for the development.
The research of this thesis:
(1) the overall structure design of slab casting machine.
(2) analysis of slab casting machine performance.
(3) the choice of motor.
(4) the design of transmission system, executive components of plate casting machine.
(5) the design of components for the design calculation and check.
(6) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design.
Keywords: slab casting machine, coupling, ball screw
目 錄
摘 要 II
Abstract III
目 錄 IV
1 緒論 1
1.1 流延機的歷史及現狀 1
1.2 我國流延機的特點 2
1.3 本課題研究的內容及方法 2
1.3.1 主要的研究內容 2
1.3.2 設計要求 3
2 總體方案機構設計 4
2.1 設計內容及要求 4
2.2 設計方案 4
3 水平方向進給機構結構及傳動設計 6
3.1 滾珠絲桿副的設計 6
3.2 滾珠絲杠選擇 7
3.3 滾珠絲杠支承選擇 9
3.4 滾珠絲杠螺母副間隙消除和預緊 10
3.5 伺服電機選擇 11
3.6 直線滾動導軌副的計算、選擇 18
4 豎直方向進給傳動系統的設計和計算 21
4.1 進給伺服系統的設計 21
4.1.1 對進給伺服系統的基本要求 21
4.1.2 進給伺服系統的設計要求 21
4.1.3 進給伺服系統的動態(tài)響應特性及伺服性能分析 22
4.2 豎直滾珠絲杠副計算與選擇 22
4.3 豎直進給步進電機計算 27
4.4 導軌副的計算、選擇 30
4.5 聯軸器的選擇 32
5 流延頭機構設計 33
5.1 電機的選取 33
5.2 軸的設計 35
5.3 軸的校核 36
5.4 鍵的校核 37
5.5 軸承的校核 38
6 真空夾具設計 40
6.1 總體方案 40
6.2 設計過程 41
結論 44
致 謝 45
參考文獻 46
1 緒論
1.1 流延機的歷史及現狀
(1)初級階段 我國從80年代中期開始引進國外的流延機，多數為單層結構.
(2)發(fā)展階段：
進入90年代后，我國從德國、日本、意大利、奧地利等國引進了多層共擠流延機生產線。我國引進的流延機裝置，最小產能為500t/a，最大產能為6500t/a。引進的主要設備廠家為德國Reifenhauser、Barmag、Battenfeld公司，奧地利Lenzing公司，日本三菱重工公司、意大利Colines、Dolci公司等。同時，國內部分設備生產廠商研制出具有自主知識產權的國產流延機生產線，但這時期的國產設備主要是單層的小生產線，不管在設備的機械性能，還是在產能方面，都無法與進口設備相比。
(3)成熟階段：
進入21世紀在流延機市場需求推動下，國產流延機生產設備取得了長足進展，國產流延設備國際競爭力日益增強。例如，廣東仕誠塑料機械公司生產的寬幅為2500mm、3000mm的多層流延機生產線都已批量生產，部分技術指標已達到了國外同類產品的標準。而該公司推出的5000mm的高精密超寬多層流延機生產線，則標志著國產流延機生產設備已經進入高速發(fā)展的成熟階段。
我國流延機的發(fā)展
2004年是我國流延機迅速發(fā)展的一年。有數字為證：去年我國流延機市場需求增加到約27萬噸。在此刺激下，去年流延機的全國產量同比增長18％。今后幾年內估計每年需求增長約4-5萬噸（即2005年30萬噸、2006年35萬、2006年40萬噸、2008年45萬噸）。以上數據表明，雖然今后幾年隨著我國宏觀調控，中國GDP增長短期內有所放緩，但流延機仍屬于朝陽工業(yè)，年市場需求仍可保持12-17%的快速增長。
但現階段全行業(yè)光進口流延機生產線的生產能力已經達到20萬噸以上。預計到2005年末，流延機廠家將繼續(xù)增加，生產能力會有突破性增長，年生產能力將達到40萬噸左右 在此基礎上，有業(yè)內人士預測，隨著我國流延機新建和在建項目的紛紛投產，2005年流延機的產能將有可能出現暫時性的過剩，那么新一輪的價格戰(zhàn)則勢在必行。如果這一預測成真，那么流延機加工企業(yè)避免市場惡性競爭的辦法，除了走自主創(chuàng)新之路，開發(fā)差異化、專用化產品外，還有個重要的環(huán)節(jié)就是合理選擇設備及其供應商。
據國家海關總署數據統計，從國外引進一條5層共擠設備約需資金5800萬元，總投資在8000萬元左右。若沒有市場作支撐，或市場發(fā)生變化，勢必造成巨大的投資損失。而同類型的國產設備投資只有進口線的1／8左右，而且各項性能也不比進口的差。而且，國產設備生產企業(yè)（例如廣東仕誠公司）提出的“無縫銜接”式的售前、售中、售后服務。這些都值得流延機加工企業(yè)考慮。投資大的設備未必是最明智的投資，只有投入產出比相宜，在盡可能短期內能夠得到良好的投資回報率，這才是最明知智的投資。
1.2 我國流延機的特點
1）國產流延機生產線按薄膜寬可分為：2500mm、3000mm、3500mm、5000mm，以擠出機的配置可分為：三層、五層、七層。
2）國產流延機生產線主要由擠出部分、流延部分、電暈部分、收卷部分、電控部分等五個部份組成。其中模具部分和擠出部分，可根據客戶的要求進行自由組合，因而最大限度地滿足廣大客戶（市場）的不同需求。
3）除此之外，國產設備在設計上，也緊隨國際先進水平，例如：
A、獨特的背后裝置的設計，可自由調節(jié)擠出機的壓力。
B、獨特的螺桿流道的設計，可以適用不同的材料，實現一機多用。
C、輥筒的流道設計，冷卻效果更好、產品質量更穩(wěn)定，產量更高。
D、國產流延機生產線線速度已達到160m／min--250m／min的水平。
4）國產流延機生產線與進口設備相比，同樣具有高速、性能穩(wěn)定、環(huán)保、節(jié)能等特點。其中產品厚度為0.017mm-0.08mm(國際標準以0.025mm計算)。
1.3 本課題研究的內容及方法
1.3.1 主要的研究內容
在查閱了國內外大量的有關數控平板流延機設計理論及相關知識的資料和文獻基礎上，綜合考慮數控平板流延機結構特點、具體作業(yè)任務特點以及數控平板流延機的推廣應用，分析確定使用數控平板流延機配合生產工序，實現自動化的目的。
為了實現上述目標，本文擬進行的研究內容如下:
1 根據現場作業(yè)的環(huán)境要求和數控平板流延機本身的結構特點，確定數控平板流延機整體設計方案。
2 確定數控平板流延機的性能參數，對初步模型進行靜力學分析，根據實際情況選擇電機。
3 從所要功能的實現出發(fā)，完成數控平板流延機各零部件的結構設計；
4 完成主要零部件強度與剛度校核。
1.3.2 設計要求
1 根據所要實現的功能，提出三維數控平板流延機的整體設計方案；
2 完成三維數控平板流延機結構的詳細設計；
3 通過相關設計計算，完成電機選型；
4 完成三維數控平板流延機結構的三維造型；繪制三維數控平板流延機結構總裝配圖、主要零件圖。
44
2 總體方案機構設計
2.1 設計內容及要求
設計一臺流延面積在300x300mm，平板流延機。要求繪制總裝圖、典型部件和零件圖，圖量為4-5張零號圖。
要求:1總體裝配圖和典型部件圖等,共計圖紙4-5張;
2 編寫設計計算說明書1份,滿足設計大綱規(guī)范,頁數在45～65頁;
3 翻譯外文文獻一篇.內容和字數滿足設計大綱要求;
4 寫開題報告1 份.
2.2 設計方案
數控平板流延機的設計應滿足一下幾個條件首先就是必須保證工件定位可靠的可靠性，為了使工件與點保持準確的相對位置，必須根據要求的點，去選擇合適的定位機構。再者就是要有足夠的強度和剛度，除了受到工件、工具的重量，還要受到本身的重量，還受到槍在運動過程中產生的慣性力和振動的影響，沒有足夠的強度和剛度可能會發(fā)生折斷或者彎曲變形，所以對于受力較大的進行強度、剛度計算是非常必要的。最后要盡可能做到具有一定的通用性 如果可以，應考慮到產品零件變換的問題。為適應不同形狀和尺寸的零件，為滿足這些要求，可將制成組合式結構，迅速更換不同的部件及附件來擴大機構的使用范圍。
水平方向電動機—聯軸器—滾珠絲杠
豎直方向 電動機—聯軸器—滾珠絲杠
圖2-1 平板流延機傳動系統圖
3 水平方向進給機構結構及傳動設計
3.1 滾珠絲桿副的設計
在數控機床的設計中,滾珠絲杠副的作用是將伺服電機的旋轉運動轉變?yōu)橹本€運動,用較小的轉矩可以獲得很大的推力。滾珠絲杠副的傳動是一種應用較廣的機構,尤其是將旋轉運動變?yōu)橹本€運動的各種機構中,滾珠絲杠副的傳動是最簡單、經濟而又可靠的。所以滾珠絲杠副的選擇對整個機床的制造起著不可忽視的作用。滾珠絲杠副的精度是影響機床的定位精度及重復定位精度的最主要的因素。為了在機床的設計中更合理的選用滾珠絲杠副,使其充分發(fā)揮效能,必須進行一系列的計算。
滾珠絲杠副已經標準化,因此滾珠絲杠副的設計歸結為滾珠絲杠副型號的選擇。一般情況下,設計滾珠絲杠時,已知條件為:最大工作負載Fd(或平均工作負載Fm)作用下的使用壽命,絲杠的工作長度(或螺母的有效行程),絲杠的轉速(或平均轉速),滾道的硬度及絲杠的運轉情況。
通常的設計步驟為:
A、計算作用在滾珠絲杠上的最大動載荷;
B、從滾珠絲杠列表指出相應最大動負載的近似值,并初選幾個型號;
C、根據具體工作要求，對于結構尺寸、循環(huán)方式、調隙方法及傳動效率等方面的要求，從初選的幾個型號中再挑出比較合適的直徑、導程、滾珠列數等，確定某一型號。
D、根據所選的型號,列出或計算出其主要參數的數值,計算傳動效率,并驗算剛度及穩(wěn)定系數是否滿足要求。如不滿足要求,則另選其他型號,再作上述計算和驗算,直至滿足要求為止。
根據進給系統定位精度的要求，初步選用半閉環(huán)伺服系統。如果經計算后半閉環(huán)系統不能滿足定位精度要求，改用全閉環(huán)伺服系統。
從產品目錄中查得伺服電動的最高轉速為或。取伺服電機通過聯軸器與絲杠直接，即。工作臺快速進給的最高速度要求達到。取電動機的最高轉速，則絲杠的最高轉速也為?；窘z杠導程公式如下：
(3.1)
根據精度要求，數控機床的脈沖當量可定為mm/脈沖。伺服電機每轉應發(fā)出的脈沖數由以下公式可知：
(3.2)
3.2 滾珠絲杠選擇
3.2.1 滾珠絲杠精度
由于本系統要求達到±0.015 mm的定位精度，根據此要求查閱滾珠絲杠樣本，對于1級（P1）精度絲杠，任意300mm內導程允差為0.006mm，2級（P2）精度絲杠的導程允差為0.008mm。初步設計時先設計絲杠的任意300mm行程內的行程變動量為定位精度的1/3～1/2，即0.004～0.006，因此，取滾珠絲杠精度為P1級，即為1級精度絲杠。
3.2.2 滾珠絲杠選擇
滾珠絲杠的名義直徑、滾珠的列數和工作圈數應按當量動載荷選擇。
絲杠的最大載荷為切削力的最大進給力加摩擦力；最小載荷即摩擦力。已知最大進給力，工作臺加工件與真空夾具的重力為2800N，導軌的摩擦系數為0.04，故絲杠的最小載荷（即摩擦力）
(3.3)
絲杠最大載荷
(3.4)
平均載荷
(3.5)
絲杠最高轉速為1500r/min，工作臺最小進給速度為1mm/min，故絲杠的最低轉速為0.1r/min,可取為0，則平均轉速。絲杠使用命取，，，故絲杠工作壽命由公式可知：
(3.6)
式中 —工作壽命，以為一個單位；
—絲杠轉速，；
—絲杠的使用壽命，對數控機床可取，本題選取。
代入公式可得絲杠的當量動載荷為
(3.7)
式中 —精度響影系數，對于1、2、3級精度的滾珠絲杠取，對于4、5級精度滾珠絲杠取，本題?。?
—載荷性質系數，無沖擊取1~1.2一般情況取1.2~1.5，有較大沖擊振動時取1.5~2.5，本題取。
查滾珠絲杠樣本中與相近的額定動載荷，使得選擇＜，然后由此確定滾珠絲杠副的型號和尺寸。查滾珠絲杠產品中樣本，選擇FFZ4010型內循環(huán)浮動返回器雙螺母對旋預緊滾珠絲杠副。其名義直徑為40mm，導程為10mm，每個螺母滾珠有5列。額定動載荷，＜，符合設計要求。軸向剛度。預緊力。只要軸向載荷值不達到或超過預緊力的3倍，就不必對預緊力提出額外的要求。本題中絲杠最大載荷為3.445kN，遠小于。
3.3 滾珠絲杠支承選擇
滾珠絲杠的主要載荷是軸向載荷，徑向載荷主要是臥式絲杠的自重。因此對絲杠的軸向精度和軸向剛度應有較高要求。其兩端支承的配置情況如圖4－2所示的軸向固定方式。為兩端固定方式，常用于長絲杠或高轉速、高剛度的絲杠，這種配置方式可對絲杠進行預拉伸。
圖3-1 滾珠絲杠的支承配置
滾珠絲杠中經常使用的滾動軸承有以下2類。
1） 接觸角為的角接觸球軸承
這是目前國內外廣泛采用的滾珠絲杠軸承，這種軸承可組配置。圖書4－3b）為1對背靠背組合方式，圖4-3c)為一對面對面方式。這兩種方式可承受雙向軸向推力。圖3－3d)為一同向組合方式，其承受能力較高，但只承受1個方向的軸向力，同向組合時的額定動載荷等于單個軸承的乘下列數：2個為1.63；3 個為2.16；4個為2.64.圖4－3e)為1對同向與左邊1個面對面組合方式。用上述方法還能派生出三聯、四聯等多種組合方式。由于螺母與絲杠的同軸度在制造安裝的過程中難免有誤差，而且采用面對面組合方式時兩接觸與軸線交點間的距離比背對背的小，故容易實現自動調整。因此在進給傳動中面對面組合用得較多。
2） 滾珠—推力圓柱滾子組合軸承（圖4－3f）
外圈3與箱體固定不轉，只圈1、5和隔套內圈6隨軸轉動，滾針7承受徑向載荷，圓柱滾子（或球）2和4分別承受兩個方向的軸向載荷，修磨隔套內圈6的寬度可調整軸承的軸向預緊量。
圖3-2 滾珠絲杠用軸承
上述2類軸承中，角接觸軸承的摩擦力矩小于后者，而且可以根據需要進行組合，但剛度較后者低，目前在一般中，小型數控機床中被廣泛應用。滾針—圓柱滾子軸承多用于重載和要求高剛度的地方。經過分析在此設計中本傳動系統的絲杠采用一端軸向固定，一端浮動的結構形式如圖4－3所示。固定端采用1對接觸球軸承面對面組配，以容易實現自動調整。簡支端支承采用深溝球軸承，只承受絲杠的重力。同時滾珠絲杠工作時要發(fā)熱，其溫度高于床身。為了補償因絲杠熱膨脹而引起的定位精度誤差，可采用絲杠預拉伸的結構，使預拉伸量略大于熱膨脹量。
3.4 滾珠絲杠螺母副間隙消除和預緊
珠絲杠螺母機構是回轉運動與直線運動相互轉換的傳動裝置，是數控機床伺服進給系統中使用最為廣泛的傳動裝置。
滾珠絲杠在軸向載荷作用下，滾珠和螺紋滾道接觸區(qū)會產生嚴重接觸變形，接觸剛度與接觸表面預緊力成正比。如果滾珠絲杠螺母副間存在間隙，接觸剛度較??；當滾珠絲杠反向旋轉時，螺母不會立即反向，存在死區(qū)，影響絲杠的傳動精度。因此，滾珠絲杠螺母副必須消除間隙，并施加預緊力，以保證絲杠、滾珠和螺母之間沒有間隙，提高滾珠絲杠螺母副的接觸剛度。
滾珠絲杠螺母副通常采用雙螺母結構，如圖3-3所示
圖3-3 雙螺母滾珠絲杠
1－滾珠螺母；2－緊定螺釘；3－支座；4－滾珠絲杠；5－調整墊片
圖中1代表滾珠螺母，3代表支座，螺母與支座之間有調整墊片，通過調整墊片來調節(jié)滾珠螺母與滾珠絲杠螺紋之間的間隙。
通過調整兩個螺母之間的軸向位置，使兩個螺母的滾珠在承受載荷之前，分別與絲杠的兩個不同的側面接觸，產生一定的預緊力，以達到提高軸向剛度的目的。調整預緊有多種方式，上圖所示的為墊片調整式，通過改變墊片的厚薄來改變兩個螺母之間的軸向距離，實現軸向間隙消除和預緊。這種方式的優(yōu)點是結構簡單、剛度高、可靠性好。
3.5 伺服電機選擇
伺服電機的選擇用，應考慮三個要求：最大切削負載轉矩，不得超過電機的額定轉矩；電機的轉子慣量應與負載慣量相匹配（匹配條件可根據伺服電機樣本提供的匹配條件，也可以按照一般的匹配規(guī)律）；快速移動時，轉矩不得超過伺服電機的最大轉矩。
3.5.1 最大的切削負載轉矩計算
所選伺服電動機的額定轉矩應大于最大切削負載轉矩。最大切削負載矩可根據公式計算可得，即
(3.8)
其中，從假設受到的負載，絲杠導程，預緊力，查絲杠樣本，滾珠絲杠螺母副的機械效率。因滾珠絲杠預加載荷引起的附加摩擦力矩
(3.9)
查哈爾濱軸承總廠《角接觸推力球軸承組配技術條件》，得7602030TVP單個軸承的摩擦力矩為0.32,故一對軸承的摩擦力矩。簡支端軸承不預緊，其摩擦力矩可忽略不計。伺服電動機絲杠直連，其傳動比，則最大切削負載轉矩
(3.10)
故所選伺服電機的額定轉矩應大于此值。
3.5.2 負載慣量計算
伺服電動機的轉子慣量應與負載慣量相匹配。負載慣量可按以下次序計算。工件真空夾具與工作臺的最大質量為285.7kg，折算到電動機軸上的慣量可按公式計算得：
(3.11)
式中 —工作臺移動速度，；
—伺服電機的角速度，；
—直線移動工件真空夾具和工作臺的質量，kg。
絲杠名義直徑，長度，絲杠材料（鋼）的密度。則絲杠加在電動機軸上的慣量，根據公式可知：
(3.12)
聯軸器節(jié)加上鎖緊螺母等的慣量可直接查手冊得到，即
故負載總慣量
(3.13)
按式3.4－4中小型數控機床慣量匹配條件， ，所選伺服電動機的轉子慣量應在0.0054～0.021范圍之內。
根據上述計算可初步選定伺服電動機，如果選用直流伺服電動機，可選北京數控設備廠的FB－15型直流伺服電動機，其額定轉矩為，大于最大切削負載轉矩；轉子慣量，滿足匹配要求。如選用交流伺服電動機，可選用交流伺服電動機，可選BESK－20型。其額定轉矩為，轉子慣量，最大輸出轉矩，機械時間常數，滿足要求。
FB－15型直流伺服電動機的主要技術參數為：
最高轉速：1500
額定轉矩：17.6
最大轉矩：154
轉子慣量：0.019
反電動勢系數：0.58
轉矩系數：0.57
電樞直流電阻：0.26
機械時間常數：15.2 ms
3.5.3 空載加速轉矩計算
當執(zhí)行件從靜止以階躍指令加速到最大移動（快移）速度時，所需的空載加速轉矩按公式求得，即
(3.14)
空載加速時，主要克服的是慣性。如選用FB—15直流伺服電機，總慣量：
(3.15)
加速時間通常取的3～4倍，故
（3~4）＝(3~4)×15.2=45.6~60.8ms=0.0456~0.0608s (3.16)
則
49.32～65.76 (3.17)
BESK—20型交流伺服電動機的＝6ms,故
18 ms~24 ms＝0.018s~0.024ms (3.18)
則
125~167 (3.19)
空載加速轉矩不允許超過伺服電動機的最大輸出轉矩。由此可見，FB—15型直流伺服電動機的>49.32～65.76,滿足設計要求；BESK—20型交流伺服電動機的略小于，也可使用，但加速時間較長。
經過比較從成本與造價方面考慮本題采用BESK—20型交流伺服電動機。
通常取系統增益8~25。對輪廓控制的加工中心機床可取較大值，如取。伺服系統的時間常數為的倒數，。如果選用FB—15型直流伺服電機，執(zhí)行件（工作臺）達到的最大加速度根據公式可知
(3.20)
伺服系統要求達到的最大加速度發(fā)生在系統處于時間常數內，執(zhí)行件的速度從增加到時，
(3.21)
略大于，因而按照加速能力選擇是適合的。如遠小于，可以適當增大值，以提高系統的性能。
精度驗算
本數控機床要求的定位精度為±0.015 mm，其絲杠的導程誤差為0.0075mm。其余誤差為伺服系統誤差、絲杠軸承的軸向跳動和在載荷作用下各機械環(huán)節(jié)彈性變形起的位移等。
1.伺服剛度
伺服剛度可根據下式子計算，即
(3.22)
是伺服電動機的增益，它等于電動機的角速度與輸入電壓的比值。輸入電壓除少量消耗于電樞回路的阻抗外，大部分被反電動勢所平衡。是伺服電動機的反電動勢系數，為伺服電動機單位角速度所產生的反電動勢（V）。估算時，可以近似地認為輸入電壓等于反電動勢。因而近似地可認為
(3.23)
FB—15直流伺服電動機的轉矩系數，因伺服系統增益，速度控制的開環(huán)增益2~4，取；反電動勢系數，則；電樞直流電阻。故
(3.24)
折合到工作臺部件的直線剛度
(3.25)
2.滾珠絲杠的拉壓剛度
本題中的絲杠為一端軸向定位結構。其最小拉壓剛度發(fā)生在工作臺螺母離定位點交接班遠的位置。已知工作臺的行程為660 mm，當螺母移動到離定位點最近位置時，還應保留一定的絲杠距離，假設為140mm。因而絲杠最大距離 。代入公式計得絲杠拉剛度
(3.26)
式中，是絲杠底徑，為絲杠名義直徑減滾珠絲杠。本題目中＝40mm，＝7.144mm，故＝－＝40－7.144。為絲杠材料鋼的彈性模量，，則
(3.27)
3.絲杠軸承的軸向剛度
哈爾濱軸承總廠生產的7602030TVP型號軸承的鋼球直徑，鋼珠數Z＝17，接觸角，預加載荷，軸向外載荷為導軌摩擦力，故軸向載荷為預加載荷與軸向外載荷之和，即
(3.28)
絲杠軸承軸向載荷剛度可按下式求得，即
(3.29)
4.滾珠絲杠螺母的接觸剛度
查樣本手冊得
(3.30)
5.撓性聯軸節(jié)扭轉剛度
查文獻得
(3.31)
折合到工作臺部件的直線剛度為
(3.32)
6.綜合剛度
計算出伺服剛度折算到工作臺部件的直線剛度、滾珠絲杠最小拉壓剛度、絲杠軸承軸向剛度、滾珠絲杠螺母接觸剛度折算到工作臺部件直線剛度和聯軸節(jié)扭轉剛度后，按彈簧串聯原則合成求得綜合剛度，即
(3.33)
故
(3.34)
7.彈性變形
數控銑床的定位精度是在不切削空載條件下檢驗的。故軸向載荷僅為導軌摩擦為。本題目的摩擦力，故因引起的彈性變形由以下公式可知：
(3.35)
8.定位誤差驗算
本題目中滾珠絲杠在任意300mmm內的導程誤差為，加上彈性變形，即6+0.2＝6.2。再加上某些因素，將不會超過要求的定位公差，能滿足定位精度±0.015 mm的設計要求。
從以上計算可知，絲杠的拉壓剛度是系統剛度的薄弱環(huán)節(jié)，其次是伺服剛度和軸承剛度。絲杠螺母間的接觸和聯軸節(jié)的扭虧為盈轉剛度很高，其變形很小，可忽略不計。
如果經過計算發(fā)現剛度不夠，定位精度達不到設計要求，可把絲杠一端軸向固定結構形式改為兩端軸向定位結構，這是提高剛度的有效措施。其次，可適當提高系統增益和速度環(huán)開環(huán)增益，以提高伺服剛度；也可采用多聯組合的推力角接觸球軸承組配方式或改用滾針—雙向推力圓柱滾子（或滾珠）組合軸承，以提高綜合剛度。
在影響定位誤差的諸因素中，最大的一項是絲杠的誤差。如果定位精度要求較高，允許的定位誤差值已接近1級精度絲杠的值，則可采用數控系統的螺距自動補償功能，對絲杠誤差進行自動校正。若定位精度很高，采用高精度絲杠和螺距自動補償措施后仍達不到設計要求，可考慮采用全閉環(huán)進給伺機服系統。
3.6 直線滾動導軌副的計算、選擇
根據給定的工作載荷Fz和估算的Wx和Wy計算導軌的靜安全系數fSL=C0/P，式中：C0為導軌的基本靜額定載荷，kN；工作載荷P=0.5(Fz+W)； fSL=1.0~3.0(一般運行狀況)，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動）。根據計算結果查有關資料初選導軌：
（1）選BR直線滾動導軌導軌,E級精度.查得,fh=1,ft=1,fc=0.81,fα=1,fw=1.
（2）工作壽命每天8小時，連續(xù)工作5年，250/年,額定壽命為:
Lh=5×250×8=10000 h,每分鐘往復次數nz=8
L=(2lsnz60Lh)/(103)=(2×0.31×8×60×38400)/ (103)=11428Km (3.36)
計算四滑塊的載荷,工作臺及其物重約為4000N
計算需要的動載荷Cα
P=110/4=27.5N (3.37)
Cα=( fwP)÷(fh ft fc fα)×(L/50)1/3=208N (3.38)
由《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》表3-20中選用LY15AL直線滾動導軌副,其Cα=606N, C0α=745N.
基本參數如下:
導軌的額定動載荷N
依據使用速度v（m/min）和初選導軌的基本動額定載荷 (kN)驗算導軌的工作壽命Ln：
額定行程長度壽命:
(3.39)
(3.40)
(3.41)
(3.42)
導軌的額定工作時間壽命:
(3.43)
(3.44)
導軌的工作壽命足夠.
4 豎直方向進給傳動系統的設計和計算
4.1 進給伺服系統的設計
4.1.1 對進給伺服系統的基本要求
進給伺服系統不但是數控機床的一個重要組成部分，也是數控機床區(qū)別于一般機床的一個特殊部分。數控機床對進給伺服系統的性能指標可歸納為：定位精度高；跟蹤指令信號的響應快；系統的穩(wěn)定好。
(1) 穩(wěn)定性
伺服系統的穩(wěn)定性是指當作用在系統上的擾動信號消失后，系統能夠恢復到原來的穩(wěn)定狀態(tài)下運行,或者在輸入的指令信號作用下，系統能夠達到新的穩(wěn)定運行狀態(tài)的能力。伺服系統的穩(wěn)定性是系統本身的一種特性，取決于系統的結構及組成元件的參數（如慣性、剛度、阻尼、增益等），，與外界的作用信號（包括指令信號或擾動信號）的性質或形式無關。
(2) 精度
伺服系統的精度是指系統的輸出量復現輸入量的精確程度。伺服系統工作過程中通常存在三種誤差：動態(tài)誤差、穩(wěn)定性誤差和靜態(tài)誤差。實際中只要保證系統的誤差滿足精度指標就行。
(3) 快速響應性
快速響應特性是指系統對指令輸入信號的響應速度及瞬態(tài)過程結束的迅速程度。它包含系統的響應時間，傳動裝置的加速能力。它直接影響機床的加工精度和生產率。
4.1.2 進給伺服系統的設計要求
在靜態(tài)設計方面有：
能夠克服摩擦力和負載
(2) 很小的進給位移量
(3) 高的靜態(tài)扭轉剛度
(4) 足夠的調速范圍
(5) 進給速度均勻，在速度很低時無爬行現象
在動態(tài)設計方面的要求有：
(1) 具有足夠的加速和制動轉矩
(2) 具有良好的動態(tài)傳遞性能，以保證在加工中獲得高的軌跡精度和滿意的表面質量
(3) 負載引起的軌跡誤差盡可能小
對于數控機床機械傳動部件則有以下要求
(1) 被加速的運動部件具有較小的慣量
高的剛度
良好的阻尼
傳動部件在拉壓剛度 扭轉剛度 摩擦阻尼特性和間隙等方面盡可能小的非線性
4.1.3 進給伺服系統的動態(tài)響應特性及伺服性能分析
(1).時間響應特性
進給伺服系統的動態(tài)特性，按其描述方法的不同，分為時間響應特性和頻率響應特性。
(2) 頻率響應特性
(3) 快速性分析
4.2 豎直滾珠絲杠副計算與選擇
4.2.1 計算進給牽引力
豎直進給導軌則
（4.1）
式中 Fx、Fy、Fz一分力（N）
G—移動部件重量 G=2000N
—導軌上的摩擦系數 =0.2
K—考慮顛復力矩影響的實驗系數 K=1.4
各切削分力有,,
,取中間值,，，則
（4.2）
而插補平面內合力
（4.3）
4.2.2 計算最大動負載C
選用滾珠絲桿副的直徑do時，必須保證在一定軸向負載作用下，絲桿在回轉100萬轉（106轉）后，在它的滾道上不產生點蝕的現象，這個軸向負載的最大值即稱為該滾珠絲桿能承受的最大動負載C，可用下式計算：
（4.5）
式中 L—壽命,以106轉為一單位
（4.6）
n—絲桿轉速，（γ/min），用下式計算
（4.7）
Vs—最大條件下的進給速度（m/min）
Vs =0.4～0.6m/min,取Vs =0.5m/min
L0—絲桿導程（mm）,L0=6mm
T—使用壽命（h），對于數控機床T=15000h
—運用系數 見表4-12 取=1.2
4.2.3 滾珠絲桿螺母副的選擇
可采用W1L4000外循環(huán)螺紋調整預緊的雙螺母滾珠絲桿副，2.5圈1列，其額定動負載24800N，精度等級按4-5選為3級。
1 傳動效率計算
（4.8）
式中：γ—螺旋升角,
—磨擦角取10′滾動磨擦系數?0.003～0.004
2 剛度計算
圖4-1 進給簡圖
如圖所示豎直進給滾珠絲杠支承方式，最大牽引力為4482N，支承間距L=1250mm，
計算如下：
(1) 絲桿的拉伸或壓縮變形量δ1
（4.9）
— 在工作負載作用下引起每一導程的變化量（mm）
— 工作負載
— 滾珠絲杠的導程（mm）
E — 材料彈性模數，鋼E=20.6104（N/mm2）
A — 滾珠絲杠橫截面積（按內徑確定）mm2
“+” — 用于拉伸，“-” —用于壓縮
（4.10）
（4.11）
（4.12）
R=0.52 =4.763
故R=0.524.763=2.48
=35+20.0056-22.48=30.05mm
=
= （4.13）
由于采用向心推力球軸承，且絲桿又進行了預拉伸，故其拉壓剛度可以提高4倍，其實際變形量δ1′（mm）為
′=1/4×=1/4×3.835×=0.958×mm （4.14）
(2) 滾珠與螺紋滾道間接觸變形
W系列1列3.5圈滾珠和螺紋滾道的接觸變形量δQ=6.4μm固進行了預緊拉伸，故其拉壓剛度可以提高2倍。其實際變形量：
=1/2δQ=3.2μm （4.15）
(3) 支承滾珠絲桿軸承的軸向接觸變形δ3采用8107推力球軸承d1=30，滾體直徑d0=6.35mm，滾體數量Z=18
（4.16）
注意此公式中Fm單位為kgf
因施加預緊力，故
δ3=1/2δc=1/2×0.01104=0.00552mm （4.17）
綜合以上計算：
δ=++=0.00783+0.0032+0.00552=0.01655>定位精度
故要采用貼塑導軌減小摩擦力，從而減小最大牽引力
=3945N
=
=L=
δ2和δ3不變
δ=δ1+δ2+δ3=0.00333+0.0032+0.00558=0.01211<定位精度
3 穩(wěn)定性校核
計算臨界負載（N）
（4.18）
式中：
E — 材料彈性模量，鋼：E=；
I — 截面慣性矩（）絲杠：I=，為絲杠內徑；
L — 絲杠兩支承端距離（cm）
— 絲杠支承方式系數，從表4-13中查出，一端固定，一端簡支=2
（4.19）
[]=2.5～4
故此絲杠不會產生失穩(wěn)。
4.3 豎直進給步進電機計算
4.3.1 等效轉動慣量計算
（4.20）
式中 Jm——步進電機轉子轉動慣量（kg·cm2）；
J2、J1——齒輪Z1、Z2的轉動慣量（kg·cm2）；
Js——滾球絲轉動慣量（kg·cm2）。
參考同類型機床，初選反應式步進電機150BF，其轉孖轉慣量Jm=10（kg·cm2）。
J1=0.78×10-3×=0.78×10-3×6.44×2=2.62kg·cm2
J2=0.78×10-3×=0.78×10-3×84×2=6.39kg·cm2
Js=0.78×10-3×54×125=60.938kg·cm2
G=2000N
代入上式
考慮步進電機與傳動系統慣量匹配問題。
基本滿足慣量匹配的要求。
4.3.2 電機力矩計算
機床在不同的工況下，其所需轉矩不同，下面分別按各階段計算：
（1）快速空載起動力矩M起
在快速空載起動階段，加速力矩占的比例較大，具體計算公式如下：
M起=Mamax+Mf+Mo （4.21）
（4.22）
（4.23）
將數據代入，式中各符號意義同前。
起動加速時間t=30ms
（4.24）
=992.62N·cm
折算到電機軸的磨擦力矩Mf：
（4.25）
附加磨擦力矩M0：
（4.26）
上述三項合計：
M起=Mamax+Mf+Mo
=992.62+99.76+40.90
=1133.28N·cm
（2）快速移動時所需力矩M快
M快=Mf+M0 （4.27）
=99.76+40.90
=140.66N·cm
（3）最大切削負載時所需力矩M切
（4.28）
從上面計算可以看出，M起、M快和M切三種工況下，以快速空載起動所需力矩最大，以此項作為初選步進電機的依據。當步進電機為五相十拍時
最大靜力矩
按此最大靜轉矩從表4-23查出，150BF002型最大靜轉矩為13.72N·m。大于所需最大靜轉矩，可作為初選型號，但還必須進一步考核步進電機起動矩頻特性和運行矩頻特性。
4.3.3 計算步進電機空載載起動頻率和切削時的工作步頻率
（4.29）
150BF002型步進電機允許的最高空載起動頻率為2800Hz，運行頻率為8000Hz， 150BF002步進電機起動矩頻特性和運行矩頻特性曲線如圖4.1所示。從圖4.1a看出，當步進電機起動時，時，M=100N·cm，遠遠不能滿足此機床所要求的空載起動力矩（1138.28N·cm）直接使用則會產生失步現象，所以必須采取升降控制（用軟件實現），將起動頻率降到1000Hz時，起動力矩可增加到588.4N·cm，然后在電路上再采用高低壓驅動電路，還可將步進電機輸出力矩擴大一倍左右。
起動矩頻特性 運行矩頻特性
a b
圖4.2 150BF002型步進電機矩頻特性
當快速運動和切削進給時，150BF002型步進電機運行矩頻特性（圖4.1）完全可以滿足要求。
4.4 導軌副的計算、選擇
根據給定的工作載荷Fz和估算的Wx和Wy計算導軌的靜安全系數fSL=C0/P，式中：C0為導軌的基本靜額定載荷，kN；工作載荷P=0.5(Fz+W)； fSL=1.0~3.0(一般運行狀況)，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動）。根據計算結果查有關資料初選導軌：
因系統受中等沖擊,因此取
（4.30）
（4.31）
根據計算額定靜載荷初選導軌:
選擇漢機江機床廠HJG-D系列滾動直線導軌,其型號為:HJG-D25
基本參數如下:
表4-1 額定靜載荷初選導軌
額定載荷/N
靜態(tài)力矩/N*M
滑座重量
導軌重量
導軌長度
動載荷
靜載荷
L(mm)
17500
26000
198
198
288
0.60
3.1
760
滑座個數
單向行程長度
每分鐘往復次數
M
4
0.6
4
導軌的額定動載荷N
依據使用速度v（m/min）和初選導軌的基本動額定載荷 (kN)驗算導軌的工作壽命Ln：
額定行程長度壽命:
（4.32）
（4.33）
（4.34）
導軌的額定工作時間壽命:
（4.35）
（4.36）
導軌的工作壽命足夠.
4.5 聯軸器的選擇
金屬彈性元件撓性聯軸器是由各種片狀、圓柱狀、卷板狀等形狀的金屬彈簧，利用金屬彈簧的弱性變形以達到補償兩軸相對偏移 和減振、緩沖功能，構成不同結構、性能的撓性聯軸器。金屬彈性元件比非金屬彈性元件強度高，使用壽命長，傳遞載荷能力大，,適用于高溫工況，彈性模最大且穩(wěn)定。
如圖3.5所示膜片聯軸器是由幾組膜片（不銹鋼薄板）用螺栓交錯地與兩半聯軸器聯接，每組膜片由數片疊集而成，膜片分為連桿式和不同形狀的整片式。膜片聯軸呂靠膜片的彈性變形來補償報聯兩軸的相對位移，是一種高性能的金屬弱性元件撓性聯軸器，結構較緊湊，強度高，不用潤滑，使用壽命長，無旋轉間隙，不受溫度和油污影響，具有耐酸、耐堿、防腐蝕的特點，適用于高速、高溫、有腐蝕介質工況環(huán)境的軸系傳動，廣泛用于各種機械裝置的軸系傳動 。
圖4-3 DJM5金屬膜片撓性聯軸器
5 流延頭機構設計
5.1 電機的選取
（1）粗略計算驅動電機的功率
已知重量為m=100kg
g=10N/kg
總重力G1=mg=1000N
查表5-1得摩擦系數為0.035
表5-1 摩擦系數表
作用在一個滾子上的載荷（包括滾子自重） N
物品與接觸的底面材料
金屬
木材
硬底板
0～110
0.04
0.045
0.05
110～450
0.035
0.035
0.05
450～900
0.025
0.03
0.045
≥900
0.02
0.025
0.05
1）驅動功率計算
則工件受到的摩擦力為：
(5.1)
則電機所需牽引力為：
(5.2)
假設直徑R=125mm
假設轉速na=61rpm
速度vω=πRna=π×0.125×61=24m/min (5.3)
設功率安全系數為1.2，驅動裝置的效率為0.8，則需要的驅動功率為：
(5.4)
2）電動機至的總效率η
ηc—聯軸器效率，ηc=0.99
ηb—對滾動軸承效率，ηb=0.99
ηcy—效率，ηcy=0。96
估算傳動系統總效率
η=ηvηbηcηcy=0.94×0.99×0.99×0.96=0.88 (5.5)
1. 所需電動機的功率Pd（kw）
Pd=Pw/η=0.05/0.88=0.06kw (5.6)
（1） 基于電動機的以上特點，本文選用作為北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式步進電機驅動裝置。
圖5-2是北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式步進電機的技術數據。
圖5-2 110BYG系列混合式步進電機的技術數據
所以根據計算所得數據選擇110BYG350DH-SAKRMA型號的電機，圖5-3是110BYG系列混合式步進電機的型號說明。
圖5-3 110BYG系列混合式步進電機的型號說明
110BYG系列混合式步進電機的外形尺寸，如圖5-4所示。
圖5-4 110BYG系列混合式步進電機的外形尺寸
110BYG系列混合式步進電機的矩頻特性曲線，如圖5-5所示。
圖5-5 110BYG350DH型電機矩頻特性曲線
5.2 軸的設計
5.2.1 材料
可選軸的材料為45鋼，調質處理。
5.2.2 計算軸的最小直徑
電機軸的直徑為14,
由于軸的直徑小于100mm，且由1個鍵槽，故將軸徑增加15%，即
將軸徑圓整為標準直徑，取d=14mm
5.2.3 軸的結構設計
根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度。
（1）、根據內徑可得d67
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