XTK7140数控立式铣镗床及控制系统设计

第 1 页 共 71 页摘要：本次设计通过对现有数控铣镗床的分析研究，提出一种新的设计方案,其自动化程度更高，结构也相对比较简单。这一点在论文会得以体现。本方案中，主轴箱采用电磁离合器实现有级变速，在 X、Y、Z 三个方向上的进给运动均采用滚珠丝杆，而动力则由步进电动机通过调隙齿轮来传递，并且采用单片机进行数字控制。控制系统采用 MCS-51 系列单片机，通过扩展程序存储器、数据存储器和I/O 接口实现硬件电路的设计。论文中也对软件系统的设计做出了相关说明。关键词：电磁离合器 滚珠丝杆 步进电机 单片机系统扩展 第 2 页 共 71 页Abstract: This design tries a new method after the analyze and research of the exited numerical control bed for mill and bore with the higher automatization degrees and the simpler configuration, which will be explained in the paper. In the method, electromagnetism clutch is used for the realization of the level shift in the headstock, and in the motion of , we all adopt ball bearing thread haulm for the X、Y、Z direction ,The power of which is step by step electromotor transferred by gear that used for adjusting gaps. And more, we used singlechip for numerical control.The control system introduces MCS-51 series singlechip, and the realization of hardware circuit was accomplished by enlarging program memorizer、data memorizer and I/O meet meatus. Also, the paper explained the design for software system.Keywords: Electromagnetism clutch、Ball bearing thread haulm、The step by step electromotor、The enlarge for SCM system 第 3 页 共 71 页目 录第一部分 机床总体布局设计 1 1-1 机床总体尺寸参数的选定 1 1-2 机床主要部件及其运动方式的选定 1 1-3 机床总体布局的确定 2第二部分 主传动的设计 3 2-1 拟定转速图 3 2-2 主传动主要零件的强度计算 7第三部分 进给系统的设计计算 27 3-1 垂直进给系统的设计计算 27 3-2 横向进给系统的设计计算 36第四部分 控制系统的设计 40 4-1 控制系统总体方案的拟定 40 4-2 总控制系统硬件电路设计 41 4-3 部分控制程序 56 4-4 控制系统的软件设计61参考文献 66谢辞 67 第 4 页 共 71 页第一部分 机床总体布局设计一、机床总体尺寸参数的选定根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下：工作台宽度长度 4001600 mmmm主轴锥孔 724工作台最大纵向行程 900 mm工作台最大横向行程 375 mm主轴箱最大垂直行程 400 mm主轴转速级数 16 级主轴转速范围 502000r/minX、Y 轴步进电机 130BF001（反应式步进电动机） Z 轴步进电动机 130BF001（反应式步进电动机） 主电动机的功率 4.0 KW主轴电动机转速 1440 r/min机床外形尺寸（长宽高） 245012002300 mmmmmm机床净重 500 Kg二、机床主要部件及其运动方式的选定1、主运动的实现因所设计的机床要求能进行立式的铣和镗，垂直方向的行程比较大,因而采用工作台不动,而主轴箱各轴向摆放为立式的结构布局；为了使主轴箱在数控的计算机控制上齿轮的传动更准确、更平稳，工作更可靠，主轴箱主要采用离合器变换齿轮的有级变速。2、进给运动的实现本次所设计的机床进给运动均由单片机进行数字控制，因此在 X、Y、Z 三个方向上，进给运动均采用滚珠丝杠螺母副，其动力由步进电机通过调隙齿轮传递。3 、数字控制的实现采用单片机控制，各个控制按扭均安装在控制台上，而控制台摆放在易操 第 5 页 共 71 页作的位置，这一点须根据实际情况而定。4、机床其它零部件的选择考虑到生产效率以及生产的经济性，机床附件如油管、行程开关等，以及标准件如滚珠丝杠、轴承等均选择外购形式。三、机床总体布局的确定根据以上参数及主要部件及其运动方式，则可拟定机床的总体布局图，详细图纸请参照 1 号 A0 图纸。 第 6 页 共 71 页第二部分 主传动的设计一 拟定转速图.确定结构式和结构网式：1.主传动的确定 ， 和公比 的确定： nmaxin根据 XK5040 的使用说明书，初步确定本次设计的 XTK7140 数控立式铣镗床的主轴转速范围为 401600rmin，则 = 1.28。1ZnR1minaxz15406由设计手册取标准值得：=1.26。令 ，则i/160maxr min/96.42.105maxin rZ则取 。i/6i,/5axin r2.确定变速组和传动副数目：为了满足结构设计和操纵方便的要求，主轴转速为 16 级的变速系统，总共需要四个变速组。3. 确定传动顺序方案：按着传动顺序，各变速组排列方案只有一个：162222也不存在符不符合“前多后少、前疏后密”的原则，本次设计即采用此方案。4. 确定扩大顺序方案：传动顺序方案确定以后，还可列出若干不同扩大顺序方案。如无特殊要求，根据“前密后疏”的原则，应使扩大顺序和传动顺序一致，通常能得到最佳的结构式方案，故选用 16 结构式方案。12482检查最后扩大组的变速范围：r= 10835.6.8)12( 故合符要求。 第 7 页 共 71 页. 拟定转速图：根据已确定的结构式或结构网议定转速图时，应注意解决定比传动和分配传动比，合理确定传动轴的转速。 定比传动在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面的要求，以及满足不同用户的使用要求。在铣镗床的设计中，总降速比为u=50/1440=1/30=0.035。若每一个变速组的最小降速比均取 1/4。则三个变速组的总降速可达 。故无需要增加降速传动，但为了使中间016.41两个变速组做到降速缓慢，以利于减小变速箱的径向尺寸和有利于制动方便，在轴间增加一对降速传动齿轮（ ） ，同时，也有利于设计变型机床，32因为只要改变这对降速齿轮传动比，在其他三个变速组不变的情况下，就可以将主轴的 16 种转速同时提高或降低，以便满足不同用户的要求。 分配降速比前面已确定，162222 共需三个变速组，并在轴间增加一对降速传动齿轮，要用到四个变速组，在主轴上标出 16 级转速：501600r/min,在第轴上用 A 点代表电动机转速 ，最低转速min/140r用 E 点标出，因此 A,E 两点相距约 15 格，即代表总降速传动比为 。15ut 定出各变速组的最小传动比根据降速前慢后快的原则，在轴间变速组取 ，在轴间6u变速组取 ，在轴间变速组取 ，在 I轴间变速组取41u 31u则：2 第 8 页 共 71 页 根据结构式可知：轴间变速组的级比指数分别为：2，4，8。传动副为：2，2，2。则画出上图的转速图。. 确定各齿轮的齿数：在确定齿轮齿数时应注意：齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大，而且增大齿数和还会提高齿轮的线速度而增大噪声，所以在设计时要把齿数和控制在 ；为了控制每组啮合齿轮不120sz产生根切现象，使最小齿数 ，因而齿轮的齿数和不应过小。18min在轴间： 5.27u468u则可查表 1.58 和 3.98 两行又 而最小齿轮的齿数是在 的齿轮副中，令1minz8 20minz 第 9 页 共 71 页则 等，在高速轴中尽量使齿轮的几何尺寸小一点以减小主10,94sz轴的尺寸，所以可取 9z 可查出： ，215 792016，4383同理： 且查得 .us 5.24678,403sz取 则查得： ，103z 91z2912，550 查得：26.13u234 .726,32，sz取 则查得： ，3sz 91z912， 460 查得： 26.11u58.12u.659,1，sz取 则查得： ，543sz 41z302412，950. 传动系统图的拟定：根据以上分析及计算，拟定如下传动系统图： 第 10 页 共 71 页主24302937321242973613851512079二主传动主要零件的强度计算：电动机的选择1电动机的功率计算查机床主轴/变速箱设计指导:端铣：硬质合金端铣刀 D=120mm；铣刀材料是 45 号钢；半精铣 =150m/min, 齿数 Z=34，取 Z=4；,取 =0.1mm/z；zmf /3.01f，取 =0.6D；De)96(e，取 =3mm。p4p 第 11 页 共 71 页1) 主（切向）切削力 F硬质合金端面铣刀铣削碳钢工件： NZDpfe86.072.86.02) 切削功率 切N6120F切 W根据上面两个公式求得： 1148.72 NF kw19.36207.148 N2、电动机参数的选择在选择电动机时，必须使得 P P ，根据这个原则，查机械设计手额 定 总册选取 Y112M-4 型电动机，其基本参数如下（单位为 mm）：A=190 B=140 C=70 D=28 E=60 F=8G=24 H=112 K=12 AB=245 AC=230AD=190 HD=265 BB=180 L=400齿轮传动的设计计算由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都选用 7-6-6 的精度。具体设计步骤如下：1、模数的估算：按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算公式：mm （式中 即为齿轮所传递的功率）wm32jZnNN 第 12 页 共 71 页齿面点蚀的估算公式：mm （式中 即为齿轮所传递的功率）A32jnNN其中 为大齿轮的计算转速， 为齿轮中心距。j A由中心距 及齿数 求出模数：21,Zmm21mj根据估算所得 和 中较大的值，选取相近的标准模数。wj前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下：第一对齿轮副 min/140rnj mmw5.129.3mmA48.0.43mm17.2.jm所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为 mm15.0wm第二对齿轮副 in/0rnj mmwm76.102398.42mmA.1.3mm06.7298.j所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为 mm06.wm第三对齿轮副 in/31rnj mmwm06.2631298.043 第 13 页 共 71 页mmA78.56319.0.4232mm.798.5jm所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 mm13.0wm第四对齿轮副 in/315rnj mmwm71.231598.042334mmA.34mm15.0862.7j所以，第四对齿轮副传动的齿轮模数应为 mm145.0wm综上所述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为轴得转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在间各个齿轮模数均为 =3mm，在轴上就取 。1mm422、齿轮分度圆直径的计算根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮的分度圆直径为：单位(mm)72341d6321d9033d8995 6267 78 159132410d2131d 312d563 8044 248579163、齿轮宽度 B 的确定 第 14 页 共 71 页齿宽影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反儿容易引起振动和噪声。一般取 B=（610）m。本次设计中，取主动齿轮宽度 B=8m=83=24mm(在最后一对齿轮啮合取也取B=7m24)。4、齿轮其他参数的计算根据机械原理中关于渐开线圆柱齿轮参数的计算公式及相关参数的规定，齿轮的其它参数都可以由以上计算所得的参数计算出来，本次设计中，这些参数在此不在一一计算。5、齿轮结构的设计不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构的要求也不同，7 级精度的齿轮，用较高精度的滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚或插后要剃齿，使精度高于 7 级，或者淬火后再珩齿。6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须达到 6 级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。6、齿轮的校核（接触疲劳强度）： 计算齿轮强度用的载荷系数 K，包括使用系数 ,动载荷系数 ,齿AKV间载荷分配系数 及齿向载荷分布系数 ，即：KvA=1.251.071.11.12=1.65查表得： =0.88 =2.5 =189.8ZHEZ=HEubdK21)(将数据代入得： 1100mpa齿轮接触疲劳强度满足，因此接触的应力小于许用的接触应力。其它齿轮也符合要求，故其余齿轮不在验算，在此略去。、轴的设计计算1、各传动轴轴径的估算 第 15 页 共 71 页滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的，而且轴的设计是在初步计算轴径的基础上进行的，因此先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度法用下列公式进行估算。30nPAdm对于空心轴，则340)-n(1PAd式中， 轴传递的功率，kW；轴的计算转速，r/min；其经验值见表 15-3；0A取 的值为 0.5。（1） 、计算各传动轴传递的功率 P根据电动机的计算选择可知，本次设计所选用的电动机额定功率各传动轴传递的功率可按下式计算：kWNd0.4dNP电机到传动轴之间传动效率；由传动系统图可以看出，本次设计中采用了联轴器和齿轮传动，则各轴传递的功率为：=0.96， =0.93， =0.904 =0.877 1234所以，各传动轴传递的功率分别为：kWNPd 842.9.0.0411 7382322k61.7.33.5099.061.44P(2) 估算各轴的最小直径 第 16 页 共 71 页本次设计中，考虑到主轴的强度与刚度以及制造成本的经济性，初步选择主轴的材料为 40Cr，其它各轴的材料均选择 45 钢，取 A0 值为 115，各轴的计算转速由转速图得出：n1j=1002r/min, n2j=631r/min, n3j=315r/min, n4j=250r/min, 所以各轴的最小直径为： md8.16024.315.7.31md9.2561.5317.0.31在以上各轴中，每根轴都开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大 5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径为：=18 , =22 , =28 , =30mindmindmindmind2、各轴段长度值的确定各轴段的长度值，应根据主轴箱的具体结构而定，且必须满足以下的原则：应满足轴承及齿轮的定位要求；3、轴的刚度与强度校核根据本次设计的要求，需选择除主轴外的一根轴进行强度校核，而主轴必须进行刚度校核。在此选择第根轴进行强度校核。（1） 、第根轴的强度校核1)、轴的受力分析及受力简图由主轴箱的展开图可知，该轴的动力源由电动机通过弹性联轴器传递过来，而后通过齿轮将动力传递到下一根轴。其两端通过一对角接触球轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的是直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以只要校核其在 xz 平面及 yz 平面的受力。轴所受载荷是 第 17 页 共 71 页从轴上零件传来的，计算时常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。其受力简图如下：在 xz 平面内：R2FtFt1R DCBA b=5l=450a=0在 yz 平面内：TT1a=0l=450b=25ABCDRFrFrR2） 、作出轴的弯矩图根据上述简图，分别按 xz 平面及 yz 平面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出两个平面的上的弯矩图。在 xz 平面内，根据力的平衡原理可得：R1+R2+Ft2=Ft1将各个力对 R1 取矩可得：Ft1a=Ft2（l-b）+R2l Ft1=2 /d7PFt2=2 /d11 第 18 页 共 71 页由以上两式可解出：R1=Ft1（l-a）/l-Ft2b/lR2=Ft1a/l-F2xz+Ft2b/l由于有多个力的存在，弯矩无法用一个方程来表示，用 x 来表示所选截面距 R1 的距离，则每段的弯矩方程为：在 AB 段： M=R1x （ax0）在 BC 段： M=R1（a+x）-Ft1x （l-bxa）在 CD 段： M=R2（l-x） （lxl-b）则该轴在 xz 平面内的弯矩图为： DCBAXM同理可得在 yz 平面内的弯矩图为：MXABCD3)、作出轴的扭矩图 第 19 页 共 71 页由受力分析及受力简图可知，该轴只在 yz 平面内存在扭矩。其扭矩大小为：T1=Ft1r7 T2=Ft2r11则扭矩图为：XT4） 、作出总的弯矩图由以上求得的在 xz、yz 平面的弯矩图，根据 M= 可得总的弯yzMxz2矩图为： DCBA XM5） 、作出计算弯矩图根据已作出的总弯矩图和扭矩图，则可由公式 Mca= 求出计算22)(T弯矩，其中 是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数， 第 20 页 共 71 页因通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭转切应力为静应力时，取 0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时，取 0.6；若扭转切应力也为对称循环变应力时，则取 =1。应本次设计中扭转切应力为静应力，所以取 0.3，则计算弯矩图为：M XABCD6） 、校核轴的强度选择轴的材料为 45 钢，并经过调质处理。由机械设计手册查得其许用弯曲应力为 60MP，由计算弯矩图可知，该轴的危险截面在 B 的作用点上，由于该作用点上开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩为：W= d 4+（D-d） （D+d） 2zb/32D其中 z 为花键的数目，在本次设计中，z=6，D=32mm，d=28mm， b=6mm所以其截面的惯性矩为 W=524.38mm3根据标准直齿圆柱齿轮受力计算公式可得圆周力与径向力：Ft=2T1/d1 Fr=Fttg其中 T1 为小齿轮传递的扭矩，Nmm； 为啮合角，对标准齿轮，取=20 ；而 Ft 与 Fr 分别对应与 xz 平面及 yz 平面的力。各段轴的长度可从 2 第 21 页 共 71 页号 A0 图中得出，则根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为：Mca=25014.22Nm，则该轴危险截面所受的弯曲应力为： ca=25014.22/524.3847.7MP60MP，所以该轴的强度满足要求。（2） 、主轴的刚度校核1） 、主轴材料的选择考虑到主轴的刚度几强度，选择主轴的材料为 40Cr，并经过调质处理；2） 、主轴结构的确定主轴直径的选择根据机床主电机功率来确定 (参考金属切削机床 （下）的 154 页)：1D P4KW，属于中等以上转速，中等以下载荷的机床可取 mD7061主轴内孔直径 4440 1)(6/)( DddIK其中 ， -空心主轴的刚度和截面惯性矩0K, I -实心主轴的刚度和截面惯性矩当 则主轴的刚度急剧下降，故取 0.77. 主轴的结构应根据主轴上应安装的组件以及在主轴箱里的具体布置来确定，主轴的具体结构已在三维图上表达清楚，其图号为 6，在此不在绘出。其中： D=31.750 832.691D0.542Dd18 L=7314d3） 、主轴的刚度验算轴的变形和允许值轴上装齿轮和轴承处的绕度和倾角（y 和 ）应该小于弯曲变形的许用值 和即 y 第 22 页 共 71 页轴的类型 （mm）y变形部位 （rad）一般传动轴 4.00030.0005l 装向心轴承处 0.0025刚度的要求较高 -0.0002l 装齿轮处 0.001安装齿轮轴 （0.010.00）m 装单列圆锥滚子轴承 0.006其中：L 表跨距，m 表模数轴的变形计算公式计算轴本身弯曲变形产生的绕度 y 及倾角 时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁。按材料力学相关公式计算，主轴的直径相差不大且计算精度要求不高的时候，可把轴看作等径轴，采用平均直 d 来计算，计算花键时同样选择用平均直径圆轴： d id惯性矩： I= 64i矩形花键轴： d1= 2dDi4惯性矩： 6)(2dzdI轴的分解和变形合成对于复杂受力的变形，先将受力分解为三个垂直面上的分力，应用弯曲变形公式求出所求截面的两个垂直平面的 和 y。然后进行叠加，在同一平面内的可进行代数叠加，在两平面内的按几何公式，求出该截面的总绕度和总倾角危险工作面的判断验算刚度应选择在最危险的工作条件情况下进行，一般情况下，轴的计算转速低，传动齿轮的直径小。且位于轴的中央时，轴受力将使总变形剧烈，如对：二、三种工作条件难以判断那一种最危险，就分别进行计算，找到最 第 23 页 共 71 页大弯曲变形值 和 y。 提高轴刚度的一些措施加大轴的直径，适当减少轴的跨度或增加第三支承，重新安排齿轮在轴上的位置改变轴的布置方位等。 轴的校核计算轴的计算简图在 xz 平面内：F1F2R2 R1同理可得在 yz 平面内的受力图，在此不再画出。主轴的传动功率：P 主 = =3.513KW469.0.4主轴转矩： T 主 = =1569002513.6mN支点上的力： dFtB 8.26409.T5主 NtC351.21主根据弯矩平衡：0)48623()962( tBtcHEFFR求得：R HE=-84.9根据力得平衡： NHA7.0则弯矩图为： 第 24 页 共 71 页M X2）垂直平面得弯矩图：=951.71NtgFBR=761.4NCr根据平面内得弯矩平衡有： 0)48623()3962(3rBrCNE FFR.8再根据力得平衡： R NRNA71.0则可得 B、C 点得弯矩图：M X在 B 点和 C 点为最危险截面，要满足要求，B、C 点满足即可，在 B、C 截面得弯矩为：=803403.1N22BVHBM 第 25 页 共 71 页=675702.3 N22CVHCM扭矩图为：T X经分析可知 B 所在得位置为最危险截面，只要 B 满足条件即可，则刚度满足。计算弯矩2)(BBCTM=862517.2 N轴得抗弯截面系数为： 347(mDzbddW53.96Mca1故满足第三强度理论刚度验算：在水平面内， 单独作用时：tBFEIblpfc48)3(12= I52210.)463(.6=-0.02598mm其中 I= =274750032)(4dD 第 26 页 共 71 页在 单独作用下：tcfEIblpfc48)3(22= I52210.)4963(90=-0.0182mm在两力得共同作用下： mffcc078.12在垂直面内有(在 单独作用时)rBFEIblpfc483(12= I52210.)463(7.95=-0.0072mm其中 I= =274750032)(4dD在 单独作用下：rCFEIblpfc48)(22= I52210.)9463(9.761=-0.0182mm在两力得共同作用下： mffcc06.12故在 共同作用下，x 处为危险截面，其最大绕度为rCtrBt F、 l21ffcc0783.2而一般的刚度 ly)5.( 第 27 页 共 71 页=0.210.35mm故 符合刚度要求，其转角就不验算了。yfcB）下面校核由传到主轴时的强度，刚度，校核，主轴的传动功率：P 主 = =5.9974KW697.05.7主轴转矩：T 主 = =143188Nmm410.96支点上的力： NdFtB 5.238602T主tC.17541主根据弯矩平衡：02.48362tBtDHEFR求得：R HE=-244.9N根据力得平衡： NHA6.152）垂直平面得弯矩：=868.6NtgFBR=501.1 NCr根据平面内得弯矩平衡有： 0215.48362rBrDNEFR1.9再根据力得平衡： R NRNA.7则可得 B、C 点得弯矩图：在 B 点和 C 点为最危险截面，要满足要求，B、C 点满足即可，在 B、C 截面得弯矩为：=110489.6N22BVHBM=708402.5 NCC 第 28 页 共 71 页扭矩图为：经分析可知 B 所在得位置为最危险截面，只要 B 满足条件即可，则刚度满足。计算弯矩=942100 N2)(BBCTM轴得抗弯截面系数为： 347(mDzbddW=58.94Mca1故满足第三强度理论刚度验算：在水平面内， 单独作用时：tBFEIblpfc48)3(12= I52210.)463(5.=-0.018147mm其中 I= =274750032)(4dD在 单独作用下：tcfEIblpfc48)(22= I52210.).48363(.1376=-0.00551mm在两力得共同作用下： mffcc01264.2 第 29 页 共 71 页在垂直面内有(在 单独作用时)rBFEIblpfc483(12= I52210.)463(.6=-0.0066mm其中 I= =274750032)(4dD在 单独作用下：rCFEIblpfc48)(22= I52210.).48363(1.50=-0.001515mm在两力得共同作用下： mffcc084.12故在 共同作用下，x 处为危险截面，其最大绕度为rCtrBt F、 l21ffcc064.2而一般的刚度 =0.210.35mmly)53(故 符合刚度要求，其转角就不验算了。fc、离合器的选用离合器在机器运转中可将传动系统随时分离或接合，对离合器的要求有：接合平稳，分离迅速彻底；调节和修理方便；外廓尺寸小；质量小；耐磨性好和有足够的散热能力；操作方便省力。离合器的类型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦式。根据设计要求，我选用了无滑环多片摩擦电磁式离合器。根据经验值 ； 。dD)32(1d)5.21(2 第 30 页 共 71 页第三部分 进给系统的设计计算一、垂直进给系统的设计计算假定主轴箱的重量： =100kgf=1009.8=980NWZ 轴的行程为： 400mm垂直脉冲当量： 0.005mm预选滚珠丝杠基本导程： =10mm0L步距角： 75.b快速进给速度： =2.0m/min maxV、脉冲当量和传动比的确定、传动比的选定对于步进电机，当脉冲当量 确定，并且滚珠丝杆导程 和步进电机步距0L角 都已初步选定后，则可用下式来计算该轴伺服传动系统的传动比：b17.46250.36170PbLi、计算转动惯量初选步进电机的型号为 130BF001则查表查出电机转子转动惯量 40.06DJ25m10kg对于轴，轴承，齿轮，联轴节，丝杆等圆柱体的转动惯量公式为：82DMJC)cm(2kg对于钢材，材料密度为 ，则有3108.7)c/(3kg347.0LJ(2从资料定出齿轮副为：m1.5 mm B=20mm231Z962Z则： 齿轮转动惯量： 第 31 页 共 71 页334341 107.58410.278.0178.0 LDJ )cm(2kg 5 2mkg 334342 .9.69. J )c(2k 5102k滚珠丝杆转动惯量折算： 33434 104.581078.78. LDJS )cm(2kg 510.2mkg工作台质量折算：53.2).()2(20MLJG )c(2kg5103.2kg传动系统等效转动惯量计算： 221/)(iJJGSD 2555 17.4/03.2815.3108.06.4 ） （ 6.162mkg2ckg、滚珠丝杠设计计算 滚珠丝杠副已经标准化，因此，滚珠丝杠副的设计归结为滚珠丝杠副型号的选择。1）计算作用在丝杠上的最大动负荷 C首先根据切削力和运动部件的重量引起的进给抗力，计算出丝杠的轴向载荷，再根据要求的寿命值计算出丝杠副应能承受的最大动载荷 C：=C3LmfF式中 运转状态系数，一般运转取 1.21.5，有冲击的运转取1.52.5；滚珠丝杠工作载荷（N） ；mF工作寿命，单位为 10 r， 可按下式计算L6L 第 32 页 共 71 页=L610nT式中 滚珠丝杠的转速（r/min） ；使用寿命时间（h） ，数控机床 取 15000h。TT钻镗床主轴燕尾导轨滚珠丝杆副驱动时滚珠丝杆的工作载荷： 2dMfFm式中 F切削时的轴向切削抗力；轴套和轴架以及主轴键上的摩擦系数 0.15；f fM主轴上的扭矩；主轴直径；2d则 =mFN8074.3521.073n0Lv其中 为最大切削力条件下的进给速度（ ） ，可取最高进给速度的min ； 为丝杠基本导程（ ） ，计算时，可初选一数值，等刚度验算后2130L再确定；则 min/7.61032rn为额定使用寿命（ ） ，可取 15000h;tht则 60.03 万转L61057.60 第 33 页 共 71 页根据工作负载 、寿命 ，计算出滚珠丝杠副承受的最大动负载，取mFL1.2，则： mf= 37997.8N C3Lmf 8072.136由 查机床设计手册 ，选择丝杠的型号。选择滚珠丝杠的直径为40mm，型号为 CDM4010-5-P4,其额定动载荷是 53411N，强度足够用。2） 效率计算 根据机械原理的公式，丝杠螺母副的传动效率 为 tg式中 螺纹的螺旋升角，该丝杠为 541；摩擦角 约等于 10。则 0.9710145tg3） 刚度验算.丝杆的拉压变形量 1滚珠丝杠工作时受轴向力和扭矩的作用，它将引起导程 发生变化，因0L滚珠丝杠受扭时引起的导程变化量很小，可忽略不计，故工作负载引起的导程变化量L cmEAF0式中 弹性模数，对钢， ；2610.2cmNE 第 34 页 共 71 页滚珠丝杠截面积（ ） （按丝杠螺纹底径确定）F2cm 834.7 214dA26.32“”用于拉伸时， “”用于压缩时。则 L mm45 1073.834106.27则丝杆的拉伸或压缩变形量 1mlL2401 08.5073. .滚珠与螺纹滚道间的接触变形量 2该变形量与滚珠列、圈数有关，即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杆的长度无关。当丝杆在工作时有预紧时，其计算公式为： 32201.ZFDYJWm式中 滚珠直径；w滚珠总数量 Z圈数列数；ZZZ一圈的滚珠数，Z= (外循环)， ，Z=（ ）WmDd/WmDd/3（内循环） ；滚珠丝杆的公称直径；md预紧力；YJF滚珠丝杆工作载荷；m 第 35 页 共 71 页 NFy 2738131maxZ= =40/5.95321.11WDd/则 Z圈数列数21.112.5273.88Z又滚珠丝杆的预紧力为轴向工作载荷的 1/3， 值可减小一半，因而2。m012.2.支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形 3在垂直进给运动中采用角接触球轴承，其计算公式为： 32304.QmZdF式中 轴承所受轴向载荷；m轴承的滚动休数目；QZ轴承滚动体直径；d 工作载荷 kgfFm2.8531ax滚珠丝杆的滚动体数量 ，滚动体直径19QdZmdQ953.则 dFQm016.953.2804.024.323 因为有预紧力，故实际变形量 m.213根据以上的计算，则总变形量为： 第 36 页 共 71 页m0248.012.48.321 四级精度丝杆允许的螺距误差为 25m，故刚度足够。4） 、压杆稳定的校核滚珠丝杆通常属于受轴向力的细长杆，若轴向力工作负荷过大，将使丝杆失去稳定而产生纵向屈曲，即失稳。失稳时的临界载荷 为：kF= 2 EI/L2(N)kFz式中： E 为丝杆的弹性模量，对于钢，E=20.6 104，I 为截面惯性矩，I= d14/64，(d 1为丝杆底径),L 为丝杆最大工作长度， 为丝杆支承方式系数.zF I= 32.64/64=55442.2对于一端固定一端自由的情况 =0.25z = 2 0.2520.6 104 55442.2/5802kF=8.38 104临界载荷 与丝杆工作载荷 之比称为稳定性安全系数 ，如果大于许kmFkn用稳定性安全系数 ，则该滚珠丝杆不会失稳。一般取 =2.5-4。n=8.38 104/808710.4knkn 压杆稳定、步进电机的选择（1） 、负载转矩计算及最大静转矩选择 min/83605.7.2360maxa rVnb又 t0.03s1.J2ckg 第 37 页 共 71 页则折算到电动机轴上的总加速力矩为：cmNtnJMaxa 1.7903.6821.06222折算到电动机轴上的摩擦力矩 G980N ， (燕尾形导轨) ， 2.0f L10总效率 ， =4.1785.7i cmNiLfMf 36.956.9317.40290附加摩擦力矩 预紧力 , 为滚珠丝杆未预紧时传动效率，取NFmYJ26931096.0 cmNiLMYJ 1.07.4802)961(.69)1(22200 则步进电机快速空转启动力矩：cNfakq 6.198.036.9170对于工作方式未五相十拍的步进电机最大静转矩为：mcNMkqj 09.28.20951.6max从相关资料查出 130BF001 型步进电动机最大静转矩为 9.31 ，大于N所需最大静转矩，可作为初选型号。（2） 、校核步进电机的空载启动频率 步进电机的空载启动频率是 第 38 页 共 71 页ZHmvf 67in/6705.2160maxax 查相关资料知：130BF001 型步进电机允许的最高空载启动频率为3000 ,因而必须分三个阶梯启动，每个阶梯启动频率为fZH,在 0.25s 内完成升速，0.05s 过渡。取 ，则q231max min/6.0vs步进电机的运行频率 为：GfZsGHvf 205.610而步进电机允许的运行频率为 16000 ，所以满足设计要求。Z滚珠丝杠没有自锁能力，垂直坐标不能锁住，而主轴箱的重量相对来说比较大所以必须采用平衡装置，避免在工作时主轴箱的失控下降。(四)、滚珠丝杆副的预紧方式为了消除间隙和提高滚珠丝杆副的刚度，可以预加载荷，使它在过盈的条件下工作，常用的预紧方法有：双螺母垫片式预紧、双螺母螺纹式预紧、双螺母齿差式预紧等。预紧后的刚度可提高到为无预紧时的 2 倍。但是，预紧载荷过大，将使寿命下降和摩擦力矩加大。通常，滚珠丝杆在出厂时，就已经由制造厂调好预加载荷，并且预加载荷往往与丝杆副的额定动载荷有一定的比例关系。双螺母垫片式预紧：调整方法：调整垫片厚度，使螺母产生轴向位移。特点：结构见到，装卸方便，刚度高；丹调整不便，滚道有磨损时，不能随时消除间隙和预紧，适用于高刚度重载传动。双螺母螺纹式预紧：调整方法：调整端部的圆螺母，使螺母产生轴向位移。结构紧凑，工作可靠，调整方便，丹准确性差，且易于松动，适用于刚度要求不高或随时调节预紧的传动。双螺母齿差式预紧：调整方法：两边的下螺母的凸缘上有外齿，分别与紧固的螺母座两端的内齿圈，两个螺母向相同方向旋转，每转过一个齿，调整 第 39 页 共 71 页轴向位移。能够精确地调整预紧力，但结构尺寸较大，装配调整比较复杂，宜用于高度精度的传动机构。在垂直进给运动中要求要不定时调节预紧力，因而宜用双螺母螺纹式预紧。（五） 、齿轮传动消隙齿轮传动的间隙也叫侧隙，它是指一个齿轮固定不动，另一个齿轮能够作出的最大角位移。传动间隙是不可避免的，其产生的这样原因有：由于制造及装配误差所产生的间隙；为使用热膨胀而特意留出的间隙。为了提高定位精度和工作的平稳性，要尽可能减小传动间隙。除了提高制造和装配精度外，消隙的主要途径有：设计可调整传动间隙的机构；设置弹性补偿元件。在这设计里我采用可调整齿轮传动间隙的机构来消除间隙。二、横向进给系统的设计计算滚珠丝杠螺母副的选择计算假定工作台及零件的总的量： =200kgf=1009.8=980NWZ 轴的行程为： 300mm纵向脉冲当量： 0.01mm预选滚珠丝杠基本导程： =5mm0L步距角： 75.b快速进给速度： =2.0m/min maxV、脉冲当量和传动比的确定、传动比的选定 04.1.36570Lipb、计算转动惯量初选步进电机的型号为 130BF001则查表查出电机转子转动惯量 40.06DJ25m10kg为了机床的布局紧凑且方便可取 i=1.0。 第 40 页 共 71 页则滚珠丝杆转动惯量折算： 25233434S mKg108.6cKg105.681052.7801L78D.0J