CM6132型精密車床進給系統(tǒng)的數(shù)控改造畢業(yè)論文

CM6132型精密車床進給系統(tǒng)的數(shù)控改造摘要分析了數(shù)控技術和數(shù)控裝備在裝備制造業(yè)的地位，對CM6132精密車床的進給系統(tǒng)的進給進行數(shù)控化改造，進行了數(shù)控化改造的總體方案設計。通過確定基本系數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)，選擇了滾珠絲杠和聯(lián)軸器。改造后的機床成本低，提高了加工精度、具有可觀的經濟效益。關鍵詞：CM6132數(shù)控化改造；滾珠絲杠；步進電機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普通機床進行數(shù)控化改造的必要性3第２章總體方案的設計42.1計算參數(shù)和技術要求42.2總體方案的擬定42.2.1進給電機伺服系統(tǒng)的改造設計52.2.2聯(lián)軸器52.3尺寸參數(shù)72.4運動參數(shù)72.5動力參數(shù)82.5.1計算電機功率82.5.2計算轉速9第3章進給系統(tǒng)的計算103.1橫向進給傳動鏈的設計計算103.1.1計算主切削力103.1.2計算各切削分力103.2導軌摩擦力的計算113.2.1在切削狀態(tài)下坐標導軌摩擦力的計算113.2.2在不切削狀態(tài)下坐標軸導軌摩擦力的計算123.3計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力123.3.1最大軸向負載力的計算123.3.2最小軸向負載力的計算133.4確定進給傳動鏈的傳動比和傳動級數(shù)133.5滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算143.5.1估算滾珠絲杠預期的額定動載荷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縱向進給系統(tǒng)的設計計算193.9滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗193.9.1滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗193.9.2滾珠絲杠螺母副臨界轉速的校驗203.10滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗213.11計算機械傳動系統(tǒng)的剛度223.11.1計算機械傳動系統(tǒng)的剛度223.11.2計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度233.11.3計算滾珠與滾道的接觸剛度243.11.4計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度253.11計算滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度25第4章驅動電動機的選型與計算274.1計算折算到電動機軸上的負載慣量274.1.1單個回轉體零件的轉動慣量的計算274.1.2折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量274.1.3加在電動機上總的負載轉動慣量的計算284.2計算折算到電動機軸上的負載力矩284.2.1折算到電動機軸上的切削負載力矩的計算284.2.2折算到電動機軸上的摩擦負載力矩的計算294.2.3由滾珠絲杠預緊力產生的并折算到電動機軸上的負載力矩的計算294.2.4折算到電動機軸上的負載力矩的計算304.3計算折算到電動就軸上的加速力矩304.4選擇驅動電動機的型號314.4.1選擇驅動電動機的型號314.4.2確定最大靜轉矩324.4.3驗算慣量匹配32第5章機械系統(tǒng)的動態(tài)分析345.1計算絲杠—工作臺縱向振動系統(tǒng)最低固有頻率345.2計算扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率345.3計算機械傳動系統(tǒng)的反向死區(qū)355.4機械傳動系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起定位誤差355.5計算滾珠絲杠因扭轉變形產生的誤差365.5.1扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量的計算36結論37致38參考文獻39CONTENTSAbstractIChapter1Introduction11.1Topicssignificance11.2CNCsystemdevelopmenthistory11.3DomesticNCStateAnalysis21.4CNCsystemdevelopmenttrend21.5OrdinarymachinetoolCNCtransformationoftheneed3Chapter2Theoverallprogramdesign42.1Calculateparametersandtechnicalrequirements42.2Overallplanning42.2.1Feedmotorservosystemreconstructiondesign 52.2.2Couplings52.3Thesizeparameter62.4Themotionparameters72.5Thedynamicparameters82.5.1Calculatethemotorpower82.5.2Calculatethespeed9Chapter3Calculateofthefeedsystem103.1Traversetothedesignofdrivechain103.1.1Thecalculationofthemaincuttingforce103.1.2Calculatethecuttingforce103.2Therailfrictioncalculation113.2.1Calculatethecoordinatesofrailfrictionincuttingstate113.2.2Axiswithoutcuttingstaterailfrictioncalculation123.3Alculatetheballscrewpairofaxialloadforce123.3.1Themaximumaxialloadforcecalculation123.3.2Theminimumaxialloadpowercalculation133.4Determinethefeeddrivechaingearratioandtransmissionseries133.5Theballscrewestimates143.5.1Estimatetheballscrewexpecteddynamicloadrating143.5.2Estimateallowstheballscrewaxialdeformation163.5.3Theprecisiontodeterminethesmallestthreadoftheballscrewallowbottomdiamete163.6Thepreliminarytodeterminetheaccuracyclassoftheballscrewnut173.7Determinethespecificationmodeloftheballscrewnut183.8Theverticalfeedsystemdesignandcalculation193.9Dallscrewsforbearingcapacitycheck193.9.1Theballscrewnutcriticalcompressionloadcalibration193.9.2Thecriticalspeedoftheballscrewnutchecksum203.10DallscrewpairratedlifeCheck213.11Calculatethemechanicaltransmissionsystemofstiffness223.11.1Calculatethemechanicaltransmissionsystemofstiffness223.11.2Calculatethestiffnessoftheballscrewnutsupportingbearing233.11.3Calculatethecontactstiffnessoftheballandtheraceway243.11.4Calculatethefeeddrivesystemintegratedtensionandcompressionstiffness253.11Calculatethetorsionalstiffnessoftheballscrewnut25Chapter4drivemotorselectionandcalculation274.1Thecalculationofcommutedtothemotorshaftloadmomentofinertia274.1.1Asinglerotarypartofthemomentofinertiacalculation274.1.2Themomentofinertiaofmovingparts,convertedtomotorshaft274.1.3Increasethetotalloadonthemotorrotationinertiacalculation284.2Calculatetheloadtorqueconvertedtomotorshaft284.2.1Convertedtoamotorshaftofthecuttingloadtorquecalculation284.2.2Convertedmotorshaftfrictionloadtorquecalculation294.2.3Generatedbytheballscrewpreloadandcalculationofloadtorqueconvertedtomotorshaft294.2.4Convertedtomotorshaftloadmomentofcalculation304.3Calculationofconvertedtoelectricontheshaftoftheacceleratingtorque304.4Selectthemodelofthedrivemotor314.4.1Selectthemodelofthedrivemotor314.4.2Determinethemaximumstatictorque324.4.3Checkingtheinertiamatch32Chapter5Mechanicalsystemdynamicanalysis345.1Calculationofthelowestnaturalfrequencyofthescrew-Longitudinalvibrationsystem345.2Calculationofthelowestnaturalfrequencyoftorsionalvibrationsystem345.3Calculatethemechanicaltransmissionofthereversedeadzone355.4Themechanicaltransmissionsystembytheintegratedcompressiveandtensilestiffnesschangescausedbypositioningerror355.5Thecalculationofballscrewerrortoreversethedeformation365.5.1Thecalculationoftheamountofdeformationofthe5.5.1Torquecausedbytheballscrewpair36Conclusion37Thanks38References39第1章緒論1.1選題的意義我國近幾年數(shù)控機床雖然發(fā)展較快，但與國際先進水平還存在一定的差距，主要表現(xiàn)在：可靠性差，外觀質量差，產品開發(fā)周期長，應變能力差[1]。因此，現(xiàn)在國的主要先進的數(shù)控機床都是進口的，即使自己做的車床中的精密部件如精密絲杠都是靠進口的，價格昂貴，沒法靠自己的技術來制造。對現(xiàn)有老機床進行數(shù)控化改造費用低廉，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，計算機技術應用到了機床上，在美國誕生了第一臺數(shù)控機床[3]。從此，傳統(tǒng)機床產生了質的變化。近半個世紀以來，數(shù)控系統(tǒng)經歷了五代的發(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算機控制的系統(tǒng)(CNC)。第五代數(shù)控：從1974年開始采用微型電子計算機控制的系統(tǒng)(MNC)[4]。1.3國數(shù)控狀況分析目前我國數(shù)控金切機床市場上高、中、低檔機床消費比重，在消費量上約為5:50:45，在消費額上約為15:70:15[5]。

國對高中檔機床的需求無論在消費量還是消費金額方面都已超過了低檔機床。相應地，國產機床產品調整步伐仍不夠快速和與時，國產床的國市場占有率僅為27%[6]，且產品構成大多以低檔為主，如數(shù)控車床中70%是由單板機控制的經濟型數(shù)控車床，電加工機床中80%以上是經濟型的，這兩類床占了我國床產量的一半以上。

軸聯(lián)動床、數(shù)控超重型機床等高檔機床以與加工中心雖也有生產，但數(shù)量不足千臺，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年美國麻省理工學院研制出第一臺試驗性數(shù)控系統(tǒng)，到現(xiàn)在已走過了半個世紀歷程。隨著電子技術和控制技術的飛速發(fā)展，當今的數(shù)控系統(tǒng)功能已經非常強大，與此同時加工技術以與一些其他相關技術的發(fā)展對數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展和進步提出了新的要求。1.數(shù)控系統(tǒng)向開放式體系結構發(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)向網絡化方向發(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)向復合化方向發(fā)展；

7.數(shù)控系統(tǒng)向多軸聯(lián)動化方向發(fā)展。最近，國外主要的系統(tǒng)開發(fā)商在6軸聯(lián)動控制系統(tǒng)的研究上已經取得和很大進展，在6軸聯(lián)動加工中心上可以使用非旋轉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尚難實用化[7]。1.5普通機床進行數(shù)控化改造的必要性我國現(xiàn)有機床320多萬臺[8]，這些機床技術狀況老化嚴重，據統(tǒng)計，全國30%左右設備在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步對機床進行改造的軌道。另外，隨著科技的進步，生產依賴于設備的程度日益增大，企業(yè)的產量、質量、效率、成本、安全與環(huán)境保護和勞動情緒都受設備的制約，實現(xiàn)企業(yè)的現(xiàn)代化己勢在必行。但據資料介紹，我國的金屬切削機床年產量僅占同類設備擁有量的1/28，如將每年生產的全部機床用來更換舊機床需要28年所以，我國目前解決設備技術進步的主要途徑是機床改造[4-10]。第２章總體方案的設計2.1計算參數(shù)和技術要求車身上最大加工直徑320mm。撤掉進給箱、溜板箱，改用步進電機驅動縱、橫向進給[8]。2.2總體方案的擬定本篇設計研究的對象為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。該車床具有分離運動，加工精度高等特點，進行數(shù)控改造更有實際意義[9-11]。普通車床在進行數(shù)控化改造時，應盡量達到具有高的靜動態(tài)剛度、運動副之間的摩擦系數(shù)小、傳動無間隙、功率大、便于操作和維修等要求。不能簡單地認為將數(shù)控裝置與普通車床聯(lián)接在一起就達到了數(shù)控車床的要求，應該對主要部件進行相應的改造使其達到一定的設計要求，才能獲得預期的改造目的。數(shù)控改造對機械傳動系統(tǒng)的要求：1.采用低摩擦的傳動副[12]；2.最佳的降速比，為了達到數(shù)控機床所要求的速度，使刀架的運動盡可能的加速，以跟蹤數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出的指令；3.縮短傳動鏈以與用預緊的辦法提高傳動系統(tǒng)的剛度；4.消除傳動間隙，以減小返向行程誤差；5.滿足低振動和高可靠性方面的要求。為此應選擇間隙小，傳動精度高，運動平穩(wěn)，效率高以與傳遞扭矩大的傳動元件。機械系統(tǒng)改造方案主要涉與提高移動部件的靈活性，減少和消除傳動間隙，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軌副、傳動元件與聯(lián)軸器等。2.2.1進給電機伺服系統(tǒng)的改造設計為滿足盡可能減少改動量的要求，采用步進電機經接口箱驅動絲杠，帶動刀具縱向和橫向移動，用滾珠絲杠螺母機構代替普通的滑動絲杠螺母機構，具有摩擦力小，運動靈敏，無爬行現(xiàn)象的特點，也可以進行預緊，以實現(xiàn)無間隙傳動，以使傳動剛度好，反向時無空程死區(qū)[13]。在使用滾珠絲杠副時應注意，由于滾珠絲杠副具有可逆?zhèn)鲃犹匦?，沒有自鎖能力，在高速大慣量系統(tǒng)中應設置制動機構。應用滾珠絲杠替換原車床的普通絲杠進行改造時的注意事項如下：1.必須同時改換齒輪[14]。保證橫向、縱向脈沖當量之比恒定為1：2，以方便編程。2.造結構，由于傳動運動中增加了一級齒輪，故走刀方向與原系統(tǒng)設定的方向相反，調整步進電機的接線使其方向變反，即可恢復系統(tǒng)約定的運行方向。3.除齒側配合間隙對加工的影響,其結構可采用調隙式齒輪[15]?？v向進給機構的改造：拆去原機床的溜板箱、光杠與絲杠以與安裝座，配上滾珠絲杠與其相應的安裝裝置，縱向驅動的步進電機與其和絲杠的連接部分在主軸箱之下，并不占據絲杠空間，并由于滾珠絲杠的摩擦系數(shù)小于原絲杠，從而使縱向進給的整體剛度優(yōu)于以前；橫向進給機構的改造：由于原橫向進給的絲杠空間有限，所以拆除橫向絲杠換上滾珠絲杠。由于現(xiàn)在的步進電機的驅動能力很強，步距角也比原來小了很多，所以步進電機和絲杠之間用聯(lián)軸器連接，1:1傳動。2.2.2聯(lián)軸器當電動機與滾珠絲杠之間傳遞的扭矩較大時，由于伺服電動機優(yōu)越的力矩特性，可以采用電動機與滾珠絲杠直接連接的方法，這不僅可以簡化結構、減少噪音，而且對減少傳動鏈的間隙、提高傳動剛度也有打的好處。1—電機軸；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)的左半部裝在電機軸上，當擰緊螺釘2時，件3和件5相互靠近，擠壓錐環(huán)17和外錐環(huán)4，使外錐環(huán)徑縮小，錐環(huán)外徑脹大，使件5與電機軸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)接關系。同樣，彈性鋼片組15的另外兩個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.經濟合理的工件或刀具直徑按照以下經驗公式估定=（0.5～0.7）=0.6=0.6×320=192mm=（0.08～0.12）=0.1=0.1×320=32mm2.4運動參數(shù)最高和最低轉速不能僅用計算方法來確定。還應該和先進的同類機床比較，因為過大的轉速圍不僅不能充分發(fā)揮其性能，而且還可能使結構無法實現(xiàn)。在傳動系統(tǒng)擬定好以后，驗算各主要傳動件的最大圓周速度應不超過允許值[18]?？赏ㄟ^類比實驗和計算等方法綜合確定=(2-1)=(2-2)式中——主軸最高轉速(m/min)；——主軸最低轉速(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、最小計算直徑。在機床的最低、最高轉速，其中經濟加工切削速度硬質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動力參數(shù)2.5.1計算電機功率據下列公式與數(shù)據估算電機功率=(2-3)=(2-4)=(2-5)式中——單位吸血面積上的切削力，取硬質合金加工中碳素鋼；——切削深度；——進給量。切削深度與進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計算轉速有文獻[18,10-13]可知===93第3章進給系統(tǒng)的計算3.1橫向進給傳動鏈的設計計算3.1.1計算主切削力以知機床主電動機的額定功率=2.5kW，最大工件直徑=320mm，主軸計算轉速=93r/min。在此轉速下，主軸具有最大扭矩和功率，有文獻[19,2-19]可知刀具的切削速度為===1.557m/s取機床的機械效率=0.8，由文獻[2,10-13]可知，主切削力=×103=×103=1284.52N3.1.2計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導軌摩擦力的計算3.2.1在切削狀態(tài)下坐標導軌摩擦力的計算N(3-2)式中——主切削力的垂向切削分力(N)；——橫向切削分力(N)；——坐標軸上移動部件的全部重量（包括機床夾具和工件的重量，(N)；——摩擦系數(shù)，隨導軌形式不同而不同，對于貼塑導軌，=0.15；對于滾動直線導軌，=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,移動部件的全部重量(包括機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，取導軌動摩擦系數(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）導軌形式主電動機功率/kW2.23.75.57.51115貼塑滑動導軌5008001500200025003000滾動直線導軌2540751001251503.2.2在不切削狀態(tài)下坐標軸導軌摩擦力的計算1.坐標軸導軌水平時，有=N(3-3)2.坐標軸導軌垂直時，有=N(3-4)坐標軸導軌水平時，計算在不切削狀態(tài)下坐標軸導軌摩擦力和，由式(3-3)得==0.15×(600＋800)=210N==0.2×(600＋800)=280N3.3計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力3.3.1最大軸向負載力的計算滾珠絲杠螺母副的最大軸向負載力發(fā)生在機床電動機滿功率運行的切削狀態(tài)時。此時，最大軸向負載力可用下式計算：1.坐標軸導軌水平時，有=N(3-5)2.坐標軸導軌垂直時，有=N(3-6)式中——力的縱向切削分力(N)。則最大軸向負載力為==(513.81+450.85)=964.66N3.3.2最小軸向負載力的計算滾珠絲杠螺母副的最小軸向負載力發(fā)生在機床空載運行時。此時，最小軸向負載力可用下式計算1.坐標軸導軌水平時，有==N(3-7)2.坐標軸導軌垂直時，有==N(3-8)則最小軸向負載力為==210N3.4確定進給傳動鏈的傳動比和傳動級數(shù)有文獻[20-1-3]可知傳動比的計算=(3-9)式中——步進電動機的步距角（°）；——滾珠絲杠的基本導程(mm)；——機床執(zhí)行部件的脈沖當量(mm)。取進步電動機的步距角=1.5°，滾珠絲杠的基本導程=6mm，進給傳動鏈的脈沖當量=0.005mm/脈沖，則進給傳動鏈的傳動比得===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采用2級傳動，傳動比可以分別取=2，=2.5。3.5滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算3.5.1估算滾珠絲杠預期的額定動載荷根據滾珠絲杠螺母副的預期工作時間（h）計算=N(3-10)式中——滾珠絲杠的當量轉速(r/min)；——數(shù)控機床的預期工作時間(h)；——滾珠絲杠的當量載荷(N)；——載荷性質系數(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、571010.90.80.7表3-3可靠性系數(shù)可靠性/(%)90959697989910.620.530.440.330.21表3-3載荷性質系數(shù)載荷性質無沖擊（很平穩(wěn)）輕微沖擊伴有沖擊或振動1~1.21.2~1.51.5~2已知數(shù)控機床的預期工作時間=15000h，滾珠絲杠的當量載荷==964.66N，查表3-4質系數(shù)得，載荷性質系數(shù)=1.3；查表3-2精度系數(shù)數(shù)，有文獻[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。取滾珠絲杠的當量=（該轉速為最大切削進給速度時的轉速），已知=0.5m/min，滾珠絲杠的基本導程=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給傳動系統(tǒng)重復定位精度最主要的因素，一般占重復定位精度的1/3～1/2，所以，在初選滾珠絲杠是，從重復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（因為這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（因為該變化影響系統(tǒng)的死區(qū)誤差）。所以，在初選滾珠絲杠時，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）定位進度根據上式分別計算，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）。已知本車床橫向進給系統(tǒng)的定位精度40，重復定位精度為16，有上式得=（1/3～1/2）×16=5.33～8=(1/5～1/4)×40=8～10取上述計算結果的較小值，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滾珠絲杠螺母副的支撐方式進行的。對于不同的支承方式，其計算方式不同，本次設計方案采用一端固定、一端游動支承方式的滾珠絲杠安裝1.一端固定，一端自由或游動時，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，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、一端游動支承方式，滾珠絲杠螺母副的兩個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給傳動系統(tǒng)采用開環(huán)控制系統(tǒng)，應滿足下列要求==30.84取滾珠絲杠螺母副的精度等級3級，查表3-5得=12，當螺紋長度為400mm時，=13，=12=25<30.84=25<30.84故滿足設計要求。表3-5有效行程的目標行程公差和允許的行程變動量（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縱向進給系統(tǒng)的設計計算由于縱向進給系統(tǒng)的設計計算與橫向類似，故計算過程省略。3.9滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗3.9.1滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗=×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)，絲杠垂直安裝時取=1/2，絲杠水平安裝時取=1/3；——安全系數(shù)，與支承方式有關，參見表與支承方式有關的系數(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，由設計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，取=1/3，查表3-6得=2，則由公式(3-13)得=×105==156529.62N本車床橫向進給系統(tǒng)滾珠絲杠螺母副的最大軸向壓縮載荷為=964.66N，遠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23.92715.1二端固定44.7321.93.9.2滾珠絲杠螺母副臨界轉速的校驗滾珠絲杠螺母副轉動時不產生共振的最高轉速稱為臨界轉速。對呀數(shù)控機床來說，滾珠絲杠螺母副的最高轉速是指快速移動時的轉速。因此，只要此時的轉速不超過臨界轉速就可以了。為了安全起見，一般滾珠絲杠螺母副的最高轉速應低于臨界轉速。臨界轉速按以下公式計算：=r/min(3-14)式中——臨界轉速的計算長度(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；——與支承方式有關的系數(shù)。滾珠絲杠螺母副臨界轉速的計算長度=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本橫向進給傳動鏈的滾珠絲杠螺母副的最高轉速為83.3r/min，遠小于其臨界轉速，故滿足要求。3.10滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗滾珠絲杠螺母副的疲勞壽命和時間壽命公式=r(3-15)=h(3-16)式中——額定動載荷(N)；——軸向載荷(N)；——滾珠絲杠螺母副轉速(r/min)；——運轉條件系數(shù)，無沖擊平穩(wěn)運轉時，取1.0～1.2；一般運轉時，取1.2～1.5；有沖擊振動運轉時，取1.5～3.0。常用滾珠絲杠型號與參數(shù)表得滾珠絲杠的額定動載荷=11300N，已知其軸向載荷==964.66N，滾珠絲杠的轉速==83.3r/min，運轉條件系數(shù)=1.2，則由式(3-15)，式(3-16)得===9.3×108r===186074.4215000h故滿足要求3.11計算機械傳動系統(tǒng)的剛度3.11.1計算機械傳動系統(tǒng)的剛度絲杠支承方式為一端固定，一端自由或游動時，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=，即滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離最大時，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度==N/(3-18)當=，即滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離最小時，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，當滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離==313mm時，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度根據式(3-18)得====252.83N/當==113mm時，滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度，根據式(2-19)得====700.32N/3.11.2計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度已知滾動體直徑=5.953mm，滾動體個數(shù)=15，軸承的最大軸向工作載荷==964.66N，由3-7和表一個未預緊的軸承或一對預緊軸承的組合剛度的計算公式得==424.78N/表3-6滾珠絲杠螺母副支承剛度的計算公式滾珠絲杠螺母副支承方式支承剛度的計算公式一端固定，一端自由=一端固定，一端游動固定端預緊時：=兩端支承預緊時=：未預緊時：=兩端固定固定端預緊時=23.11.3計算滾珠與滾道的接觸剛度1.滾珠絲杠螺母副不預緊時，有=N/(3-20)2.滾珠絲杠螺母副預緊時，有=N/(3-21)式中——從滾珠絲杠樣本上查取得剛度值(N/)；——額定動載荷(N)；—滾珠絲杠上所承受的軸向工作載荷(N)。常用滾珠絲杠型號與參數(shù)得滾珠與滾道的接觸剛度=636N/，滾珠絲杠的額定動載荷=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計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度進給系統(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)得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為===0.0044N/故=185N/由式公式(3-23)得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為===0.0077N/故=130N/3.11計算滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度=N·m/rad(3-24)式中——扭轉作用點之間的距離(cm)，對數(shù)控機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章驅動電動機的選型與計算4.1計算折算到電動機軸上的負載慣量4.1.1單個回轉體零件的轉動慣量的計算=㎏·cm2(4-1)式中——材料密度(kg/cm3)，對于鋼=7.8×10-3kg/cm3；——回轉體的直徑(cm)；——回轉體的長度(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折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量=kg·cm2(4-2)式中——機床執(zhí)行部件的總質量(kg)；——電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離(mm)。已知機床橫向進給系統(tǒng)執(zhí)行部件的總質量=61.22kg；絲杠軸每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離=0.6cm，則由式(4-2)的===0.56kg·cm24.1.3加在電動機上總的負載轉動慣量的計算===2.8kg·cm24.2計算折算到電動機軸上的負載力矩4.2.1折算到電動機軸上的切削負載力矩的計算=N/m(4-3)式中——在切削狀態(tài)下，各坐標軸的軸向負載力(N)；——電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動距離(m)；——進給傳動系統(tǒng)的總效率，絲杠與電動機直連時，取=0.90；絲杠與電動機不直連時，取=0.85。已知在切削狀態(tài)下的軸向負載力==964.66N，絲杠每轉一圈，機床執(zhí)行部件軸向移動的距離=6mm=0.006m，進給傳動系統(tǒng)的總效率=0.85，則由式(4-3)得===0.217N/m4.2.2折算到電動機軸上的摩擦負載力矩的計算=N·m(4-4)式中——不切削狀態(tài)下各坐標軸的軸向負載力(即為空載時的導軌摩擦力，N)。已知在不切削狀態(tài)下的軸向負載力(即為空載時的導軌摩擦力)=210N，則由公式(4-4)得===0.217N·m4.2.3由滾珠絲杠預緊力產生的并折算到電動機軸上的負載力矩的計算=N·m(4-5)式中——滾珠絲杠螺母副的預緊力(N)；——滾珠絲杠螺母副的基本導程(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緊力為===321.55N則由式(4-5)得===0.081N·m4.2.4折算到電動機軸上的負載力矩的計算1.空載時（快進力矩），有=N·m(4-6)2.切削時（工進力矩），有=N·m(4-7)空載時（快進力矩），由公式(4-6)得===0.128N·m切削時（工進力矩），由公式(4-7)得===0.298N·m4.3計算折算到電動就軸上的加速力矩=kgf·cm(4-8)式中——機床執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的轉速(r/min)；——電動機的轉動慣量(kg·cm2)；——坐標軸的負載慣量(kg·cm2)；——進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益(Hz)；——加速時間(s),取=3=（其中，為周期(s)）。根據以上計算結果和參考文獻[21-10-9]國產BF系列反應式步進電機技術參數(shù)表，初選130BF001型反應式步進電機，其轉動慣量=4.6kg·cm2；而進給傳動系統(tǒng)的負載慣量=2.8kg·cm2；對開環(huán)系統(tǒng)，一般取加速時間=0.05s。當機床執(zhí)行部件以最快速度=1200mm/min運動時電動機的最高轉速為==1000r/min由式(4-8)得===79.03kgf·cm=7.74N·m4.4選擇驅動電動機的型號4.4.1選擇驅動電動機的型號根據以上計算和參考文獻[21-10-9]國產BF系列反應式步進電機技術參數(shù)表，選擇國產130BF001型反應式步進電機為驅動電動機，機主要技術參數(shù)如下：相數(shù)，5；步距角，0.75°/1.5°；最大靜轉矩，9.31N·m；轉動慣量，4.6kg·cm2；最高空載啟動頻率，3000Hz；運行頻率，16000Hz；分配方式，五相十拍；質量，92kg。4.4.2確定最大靜轉矩由表系統(tǒng)空載啟動力矩與所需的步進電機的最大靜力矩的關系給出的機械傳動系統(tǒng)空載啟動力矩與所需的步進電機的最大靜力矩的關系可得=9.951===8.273N·m機械傳動系統(tǒng)空載啟動力矩與所需的步進電機的最大靜力矩的關系為===0.993N·m取和中較大者為所需的步進電動機的最大靜轉矩，即=8.273N·m。本電動機的最大靜轉矩為9.31N·m，大于=8.273N·m，可以在規(guī)定的時間里正常啟動，故滿足要求。4.4.3驗算慣量匹配為了使機械傳動系統(tǒng)的慣量達到較合理的匹配，系統(tǒng)的負載慣量與伺服電動機的轉動慣量之比一般應滿足，即因為==0.61，故滿足慣量匹配要求。第5章機械系統(tǒng)的動態(tài)分析5.1計算絲杠—工作臺縱向振動系統(tǒng)最低固有頻率滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度==144×106N/m，機床執(zhí)行部件的質量和滾珠絲杠螺母副的質量分別為、，滾珠絲杠螺母副和機床執(zhí)行部件的等效質量為=，已知=61.22kg，則==2.24kg===61.97kg===1448rad/s5.2計算扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率折算到滾珠絲杠軸上的系統(tǒng)總當量轉動慣量為===37kg·cm2=0.0037kg·m2已知滾珠絲杠的扭轉剛度==4724.22N·m/rad，則：===1130rad/s由以上計算可知，絲杠—工作臺縱向系統(tǒng)的最低固有頻率=1448rad/s、扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率=1130rad/s，都比較高。一般按=300rad/s的要求來設計機械傳動系統(tǒng)的剛度，故滿足要求。5.3計算機