毕业设计（论文）-微型自动切割机设计.doc

目录1 引言12 设计要求13 切割机的总体设计过程23.1 锯片驱动电机的选择23.1.1 选择电动机类型和结构形式23.1.2 电动机的参数选择23.1.3 电机与砂轮连接的轴设计33.1.4 轴的结构设计43.2夹具设计43.3 传动系统的设计73.3.2 进给机构的设计83.2.1工作台外形尺寸及重量初步估算83.2.2 计算切割时工作台的受力93.2.3滚动导轨的设计计算10（2）滚珠丝杆的设计113.2.4滚珠丝杠传动设计计算及校验123.2.5 步进电机的传动计算及电动机的选用175 结束语27致谢27参考文献28全套图纸加扣 3012250582微型自动切割机设计1 引言金属零件的力学性能不仅与它的化学成分有关，也与它的金相组织密切有关。金相检验是控制和评定产品质量不可缺少的重要手段，是科学研究中研究新材料、新工艺和提高金属制品内在质量的重要方法。要进行金相分析，就必须制备能用于微观检验的样品 金相试样。通常，金相试样的制备要经过取样、镶嵌、磨光和抛光几个步骤。每个步骤都应该细心操作，因为任何阶段上的失误都可能影响最后的结果，因为这可能会造成组织假象，从而得出错误的结论。金相试样的制备是通过切割机、镶嵌机、磨抛光机来完成。金相试样的截取是金相试样制备过程中一个重要环节。截取试样的方法有手锯、锯床、砂轮切割机和线切割机等等。根据零件的形状和材料，选择适当的方法来切割。目前砂轮切割机广泛应用于金相试样的截取上，主要原因是其适应性强，树脂砂轮片可切割软的金属零件如铜、铝及合金和硬的金属零件如淬火后的碳钢、高速钢；金刚石切割机可切割超硬材料如硬质合金、陶瓷等。另外其切割速度快、劳动强度低、操作简便和切割成本低。选择可靠性高的金相试样切割机，可以提高制样效率和质量，降低成本，提高经济效益。金相试样切割机主要特点：本切割机的切割砂轮直接固定在与电动机的轴同轴线相连接的轴上，利用导轨的横向和纵向的移动来切割固定在钳口中的试样 电动机固定在底座上，轴套套在电动机的轴上，砂轮片由螺母和轴肩加以固定。加紧装置固定在导轨上滑板，可沿纵向移动的，由手柄的转动来移动钳口把试样夹紧在钳座中，当转动手柄时，就可以进行试样切割了。机器工作时，由罩壳将砂轮片等档住，以防冷却液飞溅和砂轮片碎裂时飞出伤人。2 设计要求金相试样切割机的具体设计要求为：（1）利用Pro/E软件设计（2）确定结构的尺寸（3）绘制相应的零件图、实体图及总装配图3 切割机的总体设计过程根据工件运动和砂轮片运动形式可将金相切割机分为两类，一类为工件运动，砂轮片固定不动的切割机；另一类为工件固定不动，砂轮片运动的切割机。本切割机采用的运动方式是工件运动，砂轮片固定不动的切割模式。3.1 锯片驱动电机的选择3.1.1 选择电动机类型和结构形式根据已知的电源、工作条件、和功率特点选择电动机的类型和结构形式是：Y2系列三相异步电动机。3.1.2 电动机的参数选择 根据设计任务书，由有关手册查出电动机性能参数如下：表1 电动机性能参数电动机型号额定功率满载转速kwr/minY2-631-40.121440电动机主要外形如图1所示，安装尺寸列于下表2：图1 电动机主要外形和安装尺寸表2 电动机的安装尺寸中心高H外形尺寸LACHD底脚安装尺寸AB底脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FG160225130180100807112348.5切割机的切割砂轮直接固定在与电动机的轴同轴线相连接的轴上，根据切割砂轮的规格尺寸设计轴的尺寸并检验。3.1.3 电机与砂轮连接的轴设计 1) 安装切割砂轮的轴与电动机轴直接通过套筒连接，首先对轴进行设计计算。已知轴上的功率P，转速n，求转矩T： P=0.12KW n=1470r/min T=9550P/n =0.78 Nm 2) 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据有关手册取，于是得dmin=A0=112 =4.97 mm输入轴的最小直径显然是安装切割机砂轮处轴的直径d-,。根据砂轮的规格尺寸，故d- = 10 mm，L- = 8 mm 。3）轴的挠度计算由于轴与电机轴同步转动，选择联轴器。为了方便，联轴器与轴做成一体，长度L = 40 mm ，其中L- = 8 mm ，则L- = 32 mm 。挠度计算公式如下：ymax=Pa2(3L-a)/6EI=19.5mm为了满足切割砂轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，而且为了避免电动机的轴向窜动，选择推力球轴承加以轴向固定。根据标准件轴承的内径尺寸，故取-段的直径d-=20mm.轴承类型：51204（GB/T 301-1995） 。 砂轮的轴向固定轮安装在轴上后，左端用轴肩来固定，右端使用螺母。所以轴的-段攻有螺纹，由于要留有砂轮装配空间，故螺纹长度占有6mm。螺母规格：D=M10（GB/T 6174）3.1.4 轴的结构设计图2 轴3.2夹具设计如图所示,该夹具由手杆、丝杆、动夹块、夹具座组成。动夹具内部开设了螺纹孔，其与丝杆配合，当旋转手杆时,丝杆转动，使得动夹块依靠螺旋作用前进或后退,用来夹紧或松开工件，在夹紧或松开过程中丝杆起导向和支承作用。由此可见这种夹具是依靠非常简单的螺旋运动前进或后退,来实现对工件的夹紧或松开。例如我们驱动夹具压杆前进50mm ,压杆的螺距为5mm ,当手轮旋转一周时压杆前进了5mm。通过计算可知,若要实现压杆前进50mm ,手轮需旋转10圈。图3 夹紧装置 夹具座动夹块关于夹紧力的计算,夹紧力的计算可有下式进行:W = QL/（r1tg1 + r2tg(+2)）式中:Q 手驱动力取Q = 300N;L 手杆长度L = 10mm;r1 压杆端部与工件间的当量摩擦半径, 假设压杆与工件为点接触,则r1 = 0; r2 压杆螺纹中径的一半, r2 = 4.5mm(注:压杆螺纹为10mm) ;1 压杆端部与工件间的摩擦角, tg1 = 01;压杆螺纹升角;= 228;2 压杆螺纹螺旋副的当量摩擦角，2 = 638则夹紧力W1974(N) 。对工件的夹紧力为:W= Wf = 9868 0.7 =1382(N)f 卡爪与压杆之间的摩擦系数由此得出,该夹具已完全可以实现对工件的夹紧(一般砂轮切割机夹具的的夹紧力只需800N1300N) 。夹具安装板夹具体安装图3.3 传动系统的设计步进电动机的旋转运动需要通过丝杠螺母副转换成直线运动，需要满足初选0.01mm脉冲当量，因为定位精度0.04mm，对于机械传动要有一定的精度损失，大约是1/3-1/2的定位精度，现取为1/2，即是0.02mm和0.04mm的定位精度，滑动丝杠副无法做到，只有选用滚珠丝杆副才能达到要求，滚珠丝杆副的传动精度高、动态响应快、运转平稳、寿命长、效率高、预紧后可消除反向间隙。同时选用内循环的形式，因为这样摩擦损失小，传动效率高，且径向尺寸结构紧凑，轴向刚度高。由于定位精度不高，故选择的调隙方式是垫片调隙式，这种调隙方式结构简单，刚性好，装卸方便。由于工作台最快的移动速度Vxmax = Vymax =1500mm/min，所需的转速不高，故可以采用一般的安装方法，即一端固定，一端游动的轴承配置形式。、导轨副的选用要设计数控铣床工作台，需要承受的载荷不大，而且脉冲当量小，定位精度高，因此选用直线滚动导轨副，它具有摩擦系数小，不易爬行，传动效率高，结构紧，安装预紧方便等优点。、伺服电机的选用选用步进电动机作为伺服电动机后，可选开环控制，也可选闭环控制。任务书所给的精度对于步进电动机来说还是偏低，为了确保电动机在运动过程中不受切削负载和电网的影响而失步，决定采用开环控制，任务书初选的脉冲当量尚未达到0.001mm，定位精度也未达到微米级，空载最快移动速度也只有1500mm/min,故本设计不必采用高档次的伺服电机，因此可以选用混合式步进电机，以降低成本，提高性价比。3.3.2 进给机构的设计3.2.1工作台外形尺寸及重量初步估算根据给定的有效行程,估算X向和Y向工作台承载重量WX和WY。XY工作台如图所示:X向拖板(上拖板)尺寸为: 长*宽*高=320*270*40重量:按重量=体积*材料比重估算为: = N=270NY向拖板(下拖板)尺寸为: 长*宽*高=重量=N=320N上导轨(含电机)估算重量为：240N夹具及工件重量:150NX-Y工作台运动部分总重量为:270N+320N+240N+150N=800N按照下导轨上面移动部件的重量来进行估算。包括工件、夹具、工作平台、上层电动机、减速箱、滚珠丝杠副、直线滚动导轨副、导轨座等，估计重量约为800N。3.2.2 计算切割时工作台的受力根据设计任务，加工材料为金属：每齿进给量fz=0.1mm锯片转速n=1470r/min查得锯切时的切削力计算公式为：代如上式得： 采用立铣刀进行圆柱铣削时，各锯削力之间的比值可由【2】中查得，各削力之间的比值范围如下：=(1.01.2) 取1.1/=(0.20.3) 取0.25/=（0.350.4） 取0.38考虑逆铣时的情况，因为逆铣的情况的受力最大的情况，为了安全考虑这种最危险的工况。由此可估算三个方向的铣削力分别为： （与丝杠轴线平行） （与工作台面垂直） （与丝杠轴线垂直）3.2.3 滚动导轨的设计计算、工作载荷的计算 工作载荷是影响导轨副寿命的重要因素，对于水平布置的十字工作台多采用双导轨、四滑块的支承形式。考虑最不利的情况，即垂直于台面的工作载荷全部由一个滑块承担，则单滑块所承受的最大垂直方向载荷为： 其中，移动部件重量G=800N,外加载荷外加载荷得最大工作载荷。、小时额定工作寿命的计算预期工作台的工作寿命为5年，一年365天，取工作时间为300天，每天工作8小时，因此得到小时额定工作寿命、距离额定寿命计算由公式，从而得到式中：为小时额定工作寿命。 n为移动件每分钟往复次数（46）取5代入数据 得：L=2851km .、额定动载荷计算由公式从而得到：式中：为额定动载荷 L为距离工作寿命，由上式可知为2851km F为滑块的工作载荷，由上式可知为252N代入数据得： =512N、产品选型根据额定动载荷，选择滚动导轨，查滚动导轨生产厂家，选用南京工艺装备制造有限公司的GGB16BA型，相关尺寸如下图4所示， 图4可知其额定动载荷C=1KN，大于512N，故可知满足要求。、安装连接尺寸对于导轨的安装按照如图4所示相关尺寸安装。（2）滚珠丝杆的设计滚珠丝杠是将回转运动转化为直线运动，或将直线运动转化为回转运动的理想的产品。滚珠丝杠由螺杆、螺母和滚珠组成。它的功能是将旋转运动转化成直线运动，这是滚珠螺丝的进一步延伸和发展，这项发展的重要意义就是将轴承从滚动动作变成滑动动作。由于具有很小的摩擦阻力，滚珠丝杠被广泛应用于各种工业设备和精密仪器。滚珠丝杠是工具机和精密机械上最常使用的传动元件，其主要功能是将旋转运动转换成线性运动，或将扭矩转换成轴向反覆作用力，同时兼具高精度、可逆性和高效率的特点。 1)与滑动丝杠副相比驱动力矩为1/3 由于滚珠丝杠副的丝杠轴与丝母之间有很多滚珠在做滚动运动,所以能得到较高的运动效率。与过去的滑动丝杠副相比驱动力矩达到1/3以下,即达到同样运动结果所需的动力为使用滚动丝杠副的1/3。在省电方面很有帮助。 2)高精度的保证 滚珠丝杠副是用日本制造的世界最高水平的机械设备连贯生产出来的，特别是在研削、组装、检查各工序的工厂环境方面,对温度湿度进行了严格的控制,由于完善的品质管理体制使精度得以充分保证。 3)微进给可能 滚珠丝杠副由于是利用滚珠运动,所以启动力矩极小,不会出现滑动运动那样的爬行现象,能保证实现精确的微进给。 4)无侧隙、刚性高 滚珠丝杠副可以加予压,由于予压力可使轴向间隙达到负值,进而得到较高的刚性(滚珠丝杠内通过给滚珠加予压力,在实际用于机械装置等时,由于滚珠的斥力可使丝母部的刚性增强)。3.2.4滚珠丝杠传动设计计算及校验、最大工作载荷的计算已知移动部件总重量G=800N，按滚动导轨计算，取颠覆力影响系数K=1.1，滚动导轨上的摩擦系数查【1】中P194可知u=0.00250.005,现取u=0.005，求得滚珠丝杠副的最大工作载荷： =1.1132+0.005(52+30+800)=149.6N 、最大计算动载荷的确定设工作台在承受最大铣削力时的最快进给速度v=400mm/min，初选丝杠导程P=5mm,则此时丝杠转速=v/P=80r/min。预计滚珠丝杠的工作5年,每年算300天，每天工作8小时，由此得使用寿命为：T=53008=12000h，根据【1】中P110，公式54得：=其中 T使用寿命 N循环次数 滚珠丝杠的当量转速 80r/min 求得：57（）查【1】中P110，表5-1、5-2得，受中等冲击载荷取值范围，现取，滚道硬度为60HRC时，硬度影响系数取值，由【1】中P109，式5-3 代入数据得：570N、规格型号的初选根据计算出的最大动载荷和初选的丝杠导程，查网上生产该型号的生产厂家的资料，选择济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的GDM系列2005-3型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器双螺母垫片预紧式滚珠丝杠副，其公称直径为20mm，导程为5mm，循环滚珠为3圈2系列，精度等级取5级，螺母安装尺寸L=80mm，额定动载荷为1200N，大于最大计算动载荷=570N，满足要求。滚珠丝杠螺母副几何参数 （单位mm）名 称符 号计算公式和结果 丝杠滚道公称直径20螺距P5接触角钢球直径3.175螺纹滚道法面半径偏心距螺纹升角丝杆丝杠外径19.3丝杠底径螺杆接触直径丝杠螺母螺母螺纹外径螺母内径（内循环）表一、传动效率的计算将公称直径d0=20mm,导程P=5mm,代入=arctanP/(d0)，得丝杠螺旋升角=433。将摩擦角=10，代入=tan/tan(+),得传动效率=96.4%。、刚度的验算X-Y工作台上下两层滚珠丝杠副的支承均采用“一端固定-一端游动”的轴承配置形式。可知这种安装适用于较高精度、中等载荷的丝杠，一端采用深沟球轴承，一端采用一对背对背角接触球轴承,这样能承受集中力偶。丝杠螺母的刚度的验算可以用接触量来校核。a、滚珠丝杠滚道间的接触变形量，查【3】中相关公式，根据公式，求得单圈滚珠数Z=20；该型号丝杠为双螺母，滚珠的圈数列数为32，代入公式Z圈数列数，得滚珠总数量=120。丝杠预紧时，取轴向预紧力/3=498N。查【3】中相关公式，得，滚珠与螺纹滚道间接触变形 式中 Pa=。因为丝杠有预紧力，且为轴向负载的1/3，所以实际变形量可以减少一半，取=0.0007mm。b、 丝杠在工作载荷作用下的抗拉压变形丝杠采用的是一端采用深沟球轴承，一端采用一对背对背角接触球轴承的配置形式，轴承的中心距a=500mm,钢的弹性模量E=2.110MPa,由表一中可知，滚珠直径=3.175mm,丝杠底径=16.2mm，则丝杠的截面积S=206.12,由式:其中， 最大工作载荷=149.6N 中心距a=500mm弹性模量E=2.110MPa截面积S=206.12代入以上数据，得 =0.0172mm则总=1+2=0.0007+0.0172=0.0179mm=17.9本例中，丝杠的有效行程取330mm，由【3】中知，5级精度滚珠丝杠有效行程在315400mm时，行程偏差允许达到25，可见丝杠刚度足够。、稳定性的验算根据【3】中 式5.7-17 。取支承系数=2；由丝杠底径d2=16.2mm求得截面惯性矩3380 mm；压杆稳定安全系数K取3（丝杠卧式水平安装）；滚动螺母至轴向固定处的距离L取最大值415mm。代入公式，得P=7089N=F大于=570N，故不会失稳，满足使用要求。、临界转速的验算对于丝杠有可能发生共振，需验算其临界转速，不会发生共振的最高转速为临界转速，由【1】中P111式5-10得：其中 20-1.23.175=16.19mm 为临界转速计算长度 为丝杠支承方式系数=3.927（一端固定，一端游动）代入数据得：nc =9428r/min临界转速远大于丝杠所需转速，故不会发生共振。、滚珠丝杠的选型及安装连接尺寸的确定由以上验算可知，选用GDM2005型的丝杠，完全符合满足所需要求，故确定选用该型号，由表一可知丝杠所需的安装连接尺寸。3.2.5 步进电机的传动计算及电动机的选用、传动计算因为该铣床的加工精度为0.04mm，脉冲当量为0.01mm/Hz，考虑到最初决定不用减速箱取减速比i=1算的电机步距角：=360i/Pb=0.72由于传动比为1，则不需要选用减速箱，采用电动机轴与丝杠通过联轴器联接的方式。、步进电动机的计算和选型a、步进电动机转轴上的总转动惯量的计算。总转动惯量J主要包括电动机转子的转动惯量、滚珠丝杠上一级移动部件等折算到电动机轴上的转动惯量。、滚珠丝杠的转动惯量J由【1】中P134式5-28得：式中 D为丝杠公称直径D=20mm L为丝杠长度=有效行程+螺母长度+设计余量+两端支撑长度（轴承宽度+锁紧螺母宽度+裕量）+动力输入连接长度（如果使用联轴器则大致是联轴器长度的一半+裕量）=330+80+20+140+40=610 代入数据，得：J=0.772061010=7.5210kg.、滚珠丝杠上一级移动部件等折算到电动机轴上的转动惯量 由【1】中式5-29得：其中 M为工作台的（包括工件）的质量M=81.6kg S为丝杠螺距S=5mm 代入数据，得： 、初选常州宝马前杨电机电器有限公司的90YG5502型混合式步进电动机，可知其转子的转动惯量 所以=7.5210+5.210+410=5.310 Nm 验算惯量匹配，电动机轴向惯量比值应控制在一定的范围内，既不应太大也不应太小，即伺服系统的动态特性取决于负载特性。为使该系统惯量达到较合理的配合，一般比值控制在1/41之间， =0.75由此可见:,符合惯量匹配要求。 、步进电机轴上的等效负载转矩M的计算 a、承受的负载转矩在不同工况下是不同的，考虑最大切削负载时电动机所需力矩，由【1】中P132式5-25得：其中 其中: 为折算到电动机轴上的总惯量=4.910 T系统时间常数，由任务书知为T=0.3S 切削时的转速为300r/min得： Mat =得： Mat =0.051 Nm 其中： 为导轨摩擦力 S为丝杠螺距S=5mmi为齿轮降速比，已计算出为1为传动链总效率，=0.70.8，取0.8代入数据 得： Nm 其中： 为最大轴向预紧力，Famax=Fz=498N 为滚珠丝杠未预紧时的效率，=0.960.9 其余数据同上代入数据 得： Nm其中：进给方向的最大切削力其余参数同上。代入数据得： Nm由此都得到等效负载转矩 Nm b、快速空载时电动机所需力矩M由【1】中P132式5-24得：加速力矩其中： 其余参数同上代入数据得： Nm力矩摩擦其中：u为导轨副的摩擦因数，滚动导轨取 u=0.005其余参数同上。代入数据得：Nm附加摩擦力矩：其余参数同上代入数据得： Nm所以可知快速空载时电机所需力矩：=0.093Nm比较和，取其较大者，就是最大等效负载，即：=1.44N.M、步进电机的初选 考虑到步进电机的驱动电源受电网的影响较大，当输入电压降低时，其输入转矩也会下降，可能会造成丢步，甚至堵转，因此按最大等效负载M考虑一定的安全系数，取=3，则步进电机的最大静转矩应满足： Nm由所选的电机型号参数可知，最大转矩 Nm，可知满足要求。、步进电机性能校核 a 、最快工进速度时电动机时输出转矩校核任务书给定工作台最快工进速度=400mm/min，脉冲当量/脉冲，求出电动机对应的运行频率。从90BYG5502电动机的运行矩频特性曲线图可以看出在此频率下，电动机的输出转矩4Nm，远远大于最大工作负载转矩=1.44Nm，满足要求。 b、最快空载移动时电动机输出转矩校核 任务书给定工作台最快空载移动速度=1500mm/min，求出其对应运行频fmax=1500/(600.01)=2500Hz。由图查得，在此频率下，电动机的输出转矩=3.5Nm，大于快速空载起动时的负载转矩=0.093Nm，满足要求。c、最快空载移动时电动机运行频率校核 与快速空载移动速度=1500mm/min对应的电动机运行频率为。查图3中相应表格，可知90BYG5502电动机的空载运行频率可达20000，可见没有超出上限。、起动频率的计算 已知电动机转轴上的总转动惯量，电动机转子的转动惯量，电动机转轴不带任何负载时的空载起动频率。由式可知步进电动机克服惯性负载的起动频率为：说明：要想保证步进电动机起动时不失步，任何时候的起动频率都必须小于。实际上，在采用软件升降频时，起动频率选得更低，通常只有。综上所述，本次设计中工作台的进给传动系统选用90BYG5502步进电动机，完全满足设计要求。、确定选型的步进电机的参数所选电动机参数如下图所示：图2外形尺寸安装接线图和和矩频特性如图3所示图33.3 其余附件的选择联轴器的选择 刚性联轴器结构比较简单，制造容易， 免维护，超强抗油以及耐腐蚀，即使承受负载时也无任何回转间隙，即便