二维数控精密工作台设计说明书.doc

河南理工大学机械学院测控技术及仪器专业课程设计精密机械与仪器设计课程设计说明书二坐标精密工作台姓 名： 范红忠 学 号： 310704040109 专业班级： 测 控07-1 班 指导教师： 闫勇刚 河南理工大学 测控技术与仪器系2010.7.11目录1.概述.31.1设计的目的31.2设计的意义31.3数控技术发展概况31.4二维数控精密工作台的原理41.4.1二维数控平台51.4.2曲柄连杆机构52.本次设计的任务和设计的整体方案.72.1设计的任务.72.2设计的整体方案.72.2.1工作台总体结构的确定.82.2.2传动方案的确定.83.机械系统的设计计算.93.1步进电机的初步确定93.1.1步进电机的脉冲频率计算.93.1.2步进电机的驱动转矩计算.93.2滚珠丝杆选择103.2.1滚珠丝杆工作长度计算.103.2.2载荷计算.113.2.3额定动载荷计算.123.2.4稳定性校核.133.2.5滚珠丝杆副的刚度计算.143.2.6滚珠丝杆零件图.143.3轴承的选择.153.4滚动直线导轨选择153.4.1导轨额定寿命计算.163.4.2导轨工作载荷计算.173.4.3滚动导轨零件图173.5联轴器的选择.183.5.1联轴器传递功率确定.183.5.2联轴器的选定183.6系统整体性能计算. 193.6.1步进电机轴上总当量负载转动惯量计算193.6.2系统刚度计算193.6.3系统固有频率计算202.6.4系统死区误差计算203.6.5由系统刚度变化引起的定位误差计算204.二维数控精密工作台装配图.225.总结.23参考文献.241概述1.1设计的目的“精密机械设计基础”课程设计作为实践环节对于整个课程具有非常重要的意义。在这次课程设计中不仅仅是完成一项指定的任务，更重要的是实际走过一个完整的设计过程。学生在课程设计中定位为设计者，对方案进行筛选论证，考虑结构工艺性和选材。整个设计采用autocad和solidworks完成，从3d建模到2d图纸。要求学生至少做出一张可用于加工的图纸，图纸的尺寸标注要合理，要有尺寸公差和行为公差，要正确选择材料，要有技术要求。总之，通过本次课程设计使学生知道，设计过程包括哪些步骤，能够投放生产的加工图纸是什么样子的。其目的是:（1）具体应用、巩固加深和扩大课程及有关先修课程的理论知识、生产知识，了解精密机械设计的一般设计方法和步骤，培养学生的实际设计能力，为以后进行毕业设计打下基础。（2）掌握正确的设计思想，并通过本次课程设计使同学们掌握仪表的设计思想。1.2设计的意义精密机械课程设计是一次比较完整的精密机械设计，它是理论联系实际、培养初步设计能力的重要教学环节。对于学生能力的培养具有重大意义。1.3数控技术发展概况随着生产和科学技术的发展，特别是随着航天、航空、造船、电子和兵器等工业部门的发展，机械产品日益精密、复杂，而且改型频繁，普通机床已不能完全适应这些部门的加工要求，如对一些复杂的曲线、曲面所构成的零件，手工操作甚至根本无法进行加工。因此，数控机床已成为现代工业生产必不可少的设备。以数控机床为代表的数控设备的生产与应用水平，反映出一个国家的机械与电子工业水平，它的研制和推广应用，对于提高劳动生产率和产品质量，改变我国制造技术落后的状况，使我国机电产品走向世界，起着极为重要的作用。输入输出设备计算机数控装置伺 服系 统受控设备数控设备是指通过数字化操作指令进行控制的一种设备，其基本结构如图1-1所示： 图1-1数控设备基本框图 目前世界上在数控技术方面比较先进的国家主要有：德国、日本和美国，它们的设计制造技术代表着当今世界的最先进水平，比如德国的德马赫，日本的横河。而作为世界上新兴的制造业大国，我国在数控技术方面任重而道远，这需要我们这一代人更加的努力，才能赶上和超过世界上其它先进国家，使我国成为真正的制造业强国。数控设备的发展方向：随着微电子技术和计算机技术的发展，数控设备性能日趋完善，数控设备应用领域日趋扩大。科学技术的发展，推动了数控设备的发展，各生产部门加工要求的不断提高又从另一方面促进了数控设备的发展。当今数控设备正不断的采用新的技术成就，朝着高速度化，高精度化，多功能化，智能化、小型化、系统化与高可靠性发展。图1-2德国生产的数控设备1.4二维数控精密工作台的原理1.4.1二维数控平台如图1-3所示为二维数控平台实验原理样机原理图，图1-4为二维数控平台实物照片。二维数控平台可以实现x、y两个方向的运动，通过两个方向运动的合成，可以实现任意平面轨迹。 图1-3 二维数控平台实验机原理图 此试验机装有一支笔，固定不动，在工作台上放上纸，工作台在运动时，就可以在纸上画出预先给定的图形。二维数控工作台的主要结构件有：底座、滚珠导轨、滚珠丝杆、四杆支架、托盘、工作台、步进电机支架等等。图1-4 二维数控平台实物照片1.4.2曲柄连杆机构图1-5曲柄连杆机构图1-5曲柄连杆机构的原理图，图1-6为曲柄连杆机构的实物照片。图1-5所示的曲柄连杆机构在连杆上的任意点a，在曲柄回转时，均可画出一条封闭的曲线，但这条封闭的曲线是固定的，往往不能按照人们的预先要求来实现。要实现某些固定的曲线，就要确定连杆上某点的位置，而确定这点的位置往往是很复杂的。图1-6曲柄连杆机构实物图2本次设计的任务和设计的整体方案2.1设计的任务设计一个数控x-y工作台，该工作台可用于铣床上坐标的加工和塑料、铝合金零件的二维曲线加工。其实际结构如下图：图2-1二维工作台实物图设计的各项参数如下表：表2-1设计主要参数负载重量g最大快移速度重复定位精度定位精度调节范围（x轴）调节范围（y轴）台面尺寸cbh150n1m/min0.01mm0.025mm130mm130mm145mm160mm12mm2.2设计的整体方案本次设计的二维数控精密工作台由于不对控制部分进行设计，而仅仅对机械部分进行设计，故确定整体设计方案如图2所示：采用步进电机对工作台进行驱动，经联轴器后，带动滚珠丝杆传动，从而实现二维数控精密工作台的纵向（y轴）、横向（x轴）进给运动。滚动丝杆步进电机联轴器步进电机联轴器y方向传动机构x方向传动机构滚动丝杆工作台图 2-2整体设计方案2.2.1工作台总体结构的确定（1）步进电机2个（分别用于x、y方向）；（2）滚珠丝杆2套，应分别对其进行分析设计，以满足两者不同的受力情况；（3）滚动导轨：双导轨，四滑块；（4）工作台面；（5）联轴器2个、轴承座、轴承挡圈以及丝杆螺母等等。2.2.2传动方案的确定传动顺序为：步进电机 减速器 滚珠丝杆 工作台要求在x、y方向应满足：x=y其中，x、y分别为x、y方向的脉冲当量，这里脉冲当量为25m/step。3.机械系统的设计计算3.1步进电机的初步确定根据已设传动条件：x、y方向的脉冲当量x=y=25m/step。脉冲当量较小，在这里选用反应式步进电机，它具有步进角小，频率高的特点。查机械零件设计手册可拟选步进电机型号为：110bf5-1.5,其相关参数如下表：表3-1 110bf5-1.5的相关参数型号机座号相数额定电压v额定电流a110bf5-1.5110580/12.808歩距角额定载荷转矩/nm轴径mm空载启动频率hz静态力矩nm1.5/0.75-10200030000采用单相通电方式，则歩距角=0.75。3.1.1步进电机的脉冲频率计算典型工况下，步进电机的脉冲频率fx和fy分别为：fx=x60x103=1600.025103=667p/sfxmax=2000p/s 式3-1fy=y60y103=1600.025103=667p/ss,两丝杆均是安全的，不会失稳。2）滚珠丝杆副还受d0nd值的限制，查手册可知通常情况下，要求d0nd7104mmrmin d0nd=20125=25007104 式3-11所以该滚珠丝杆副工作稳定。3.2.5滚珠丝杆副的刚度计算滚珠丝杆的刚度rc由丝杆的拉压刚度rs、螺母支承刚度rn和螺纹滚道接触刚度r组成。其关系如下： 1rc=1rs+1rn+1r 式3-12丝杆支承为一端固定、一端自由，则丝杆的拉压刚度： rs=d22e4000ls 式3-13螺母的支承刚度： rn=ae1000l 式3-14式a为螺母横截面（mm2），查手册可算出；l为螺母支承面有效滚道间长度，单位为mm。螺纹滚道接触刚度r，查机械零件手册表18-33或表18-36可得到。经验算，可得两丝杆均满足刚度要求。3.2.6滚珠丝杆零件图图3-2滚珠丝杆零件图3.3轴承选择根据滚珠丝杆的额定动载荷和额定静载荷以及丝杆和轴承所承受的最大载荷，查机械零件设计手册，以确定所选轴承的型号。表3-8各类滚动轴承性能和价格比较轴承类型径向承载轴向承载高速性调心性调隙性价格比单向双向深沟球轴承良差良中中1调心球轴承中中中优差1.8推力球轴承无优无差无无1.1推力圆柱滚子轴承无优无差无无差由表3-8可以看出采用深沟球轴承比较经济，并且由于滚动丝杆既要承受径向载荷，又要承受轴向载荷，则进一步查手册可以得到滚动轴承sn6204型大概可满足要求，经校核，该型轴承满足设计载荷的需求。其具体参数如表3-9所示。表3-9 sn6204型深沟球轴承参数基本尺寸安装尺寸基本额定载荷极限转速轴承代号ddbrmindamindamaxramaxcrcor脂润滑油润滑6000型mmmmknr/min-204714126.041.0112.86.65140001800062043.4滚动直线导轨选择设定导轨工作参数如下表：表3-10导轨工作参数x轴滑座上载荷fcxy轴滑座上载荷fcy滑座个数单向行程长度x轴方向y轴方向213.675n274.7n4个315mm330mm每天工作时间年工作日数寿命年数每分钟往复次数8小时300天5年6次3.4.1导轨额定寿命计算寿命：th=83005=12000h又由： th=ts1032lsn 式3-15其中ts为导轨额定行程长度寿命，单位为km；ls为工作单行程长度，单位为m；n为每小时往复次数，单位为：次/h。可得横向导轨额定行程长度寿命： txs=2thlsn103=2120000.315660103=2721.6km 式3-16纵向导轨额定行程长度寿命： tys=2thlsn103=2120000.33660103=2851.2km 式3-17因需要滑座数目为m=4,即：每根导轨上使用2个滑座，查机械电子工程专业课程设计指导书可确定：接触系数：fc=0.81硬度系数：fh=1温度系数：ft=1负荷系数：fw=1.5又有： ts=k(fhftfcfwcaf)3 式3-18其中，k为寿命系数，一般取50km；f为滑座工作载荷n；ca为额定动载荷n。3.4.2导轨工作载荷计算横向（x轴）滑座工作载荷：fx=fcx2=213.6752=106.8375n纵向（y轴）滑座工作载荷：fy=fcy2=274.72=137.35n进而可得横向（x轴）额定动载荷： cxa=fx3txskfwfhftfc=106.873532721.6501.5110.81=750n 式3-19纵向（y轴）额定动载荷： cya=fy3tyskfwfhftfc=137.3532851.2501.5110.81=979n 式3-20查机械电子工程专业课程设计指导书，可选ly25al,其额定载荷为1740n，可满足，设计使用要求。3.4.3滚动导轨零件图图3-3滚动导轨零件图3.5联轴器的选择设定工作台进给抗力：f抗=1000n工作台最大移动速度:vmax=1mmin3.5.1联轴器传递功率确定表3-9 机械传动效率概略值（供参考）类型v带传动联轴器传动圆柱齿轮传动一对滚动轴承丝杆螺母副符号cgbs效率0.940.970.970.9950.960.990.980.9950.900.95初选传动效率为c=0.98。由式：传递功率=工作台进给抗力工作台移动速度传动链效率即：p=10001600.98=16.34w3.5.2联轴器的选定查手册确定联轴器的载荷系数为：k=1.5联轴器的计算转矩：tc=kt=k9550pnd=1.5955016.3410-31252 式3-21由于联轴器的工称转矩tntc，经查机械零件设计手册可选联轴器的型号为刚性凸缘联轴器yl1型，其具体参数如表12所示。表12 yl1型凸缘联轴器参数表型号公称转矩tn许用转速n轴孔直径d轴孔长度l质量m转动惯量idd1yl110nm13000r/min12/14（h7）320.94kg0.0018kgm271723.6系统整体性能计算3.6.1步进电机轴上总当量负载转动惯量计算横向（x轴）滚珠丝杆转动惯量： jxs=d4l32=7.81030.018540.31532=2.8310-5kgm2 式3-22纵向（y轴）滚珠丝杆转动惯量： jys=d4l32=7.81030.018540.3332=2.9610-5kgm2 式3-23联轴器的转动惯量：i=0.0018kgm2将各转动惯量及工作台的质量这算到步进电机机轴上，得总当量负载转动惯量： jd=js+i 式3-24横向总当量负载转动惯量：jxd=0.0018283kgm2纵向总当量负载转动惯量：jxd=0.0018296kgm23.6.2系统刚度计算先对横向丝杆进行分析：丝杆最大拉压刚度; klmax=d2e4lmin=0.018522.1101140.06=9.4108nm 式3-25丝杆最下拉压刚度： klmin=d2e4lmin=0.018522.1101140.38=1.5108nm 式3-26假定丝杆轴向支承轴承经过预紧并忽略轴承座和螺母座刚度的影响，求得丝杆螺母机构的综合拉压刚度。 1k0min=12kb+1klmin+1kn=121.96108+11.5108+11.02109=1.0210-8mn 式3-5-6k0min=9.8107nm 1k0max=12kb+1klmax+1kn=121.96108+19.4108+11.02109=0.37310-8mn 式3-5-7k0max=2.68108nm进而可得死干的最低扭转刚度为：ktmin=d4g32lmax=0.018548.11010320.38=2450nmrad 式3-27采用同样方法可以对纵向丝杆进行分析。3.6.3系统固有频率计算横向滚珠丝杆质量：mxs=14d2l=140.018520.3157.8103=0.66kg纵向滚珠丝杆质量：mys=14d2l=140.018520.337.8103=0.69kg进而：ms=mxs+mys=0.66+0.69=1.35kg则丝杆和工作台振动系统的最低固有频率为：min=k0minm+13ms=9.81072.55+131.35=5715.5rads 式3-28min较高，说明该系统的动态特性很好。3.6.4系统死区误差计算假设联轴器和丝杆螺母机构采用了消隙和预紧措施，则由摩擦力引起的最大反向死区误差为：max=2mgk0min103=22.559.80.29.8107103=0.0001 式3-29小于脉冲当量，因此，系统满足单脉冲进给，符合设计要求。3.6.5由系统刚度变化引起的定位误差计算由丝杆螺母机构综合拉压刚度的变化引起的最大定位误差为：kmax=mg1k0min-1k0max103=2.559.80.219.8107-12.68108103 =0.000032mm 式3-30由系统要求的重复定位精度为0.01mm,定位精度为0.025mm，