直线工作台设计说明书说明书

课程设计（论文）课程设计题目：直线工作台设计毕业生姓名：专业：学号指导教师：所属系（部）：摘要直线工作台作为机械制造业的重要基础装备，它的发展一直引起人们的关注，由于计算机技术的兴起，促使直线工作台的控制信息出现了质的突破，导致了应用数字化技术进行柔性自动化控制的新一代直线工作台－PLC控制直线工作台的诞生和发展。计算机的出现和应用，为人类提供了实现机械制造工艺过程自动化的理想手段。用经济型PLC控制系统设计直线工作台，在投资少的情况下，使其既能满足加工的需要，又能提高直线工作台的自动化程度，比较符合我国的国情。到目前为止，已有很多厂家生产经济型PLC控制系统。可以预料，今后，直线工作台的经济型PLC控制化设计将迅速发展和普及。关键词：直线工作台,PLC控制直线工作台,伺服进给系统,PLC控制目录TOC\o"1-3"\f\h\u26648第1章绪论 ④稳定性验算由于选用滚珠丝杠的直径与原丝杠直径相等，而支承方式由原来的一端固定，一端悬空变为一端一端固定，一端径向支承，所以稳定性增强，故不再验算。⑤、齿轮及转矩的相关计算减速器为一般机器，没有什么特殊要求，从降低成本，减小结构、尺寸和易于取材等原则出发，决定小齿轮选用45钢、调质，齿面硬度为217～255HBS；大齿轮选用45钢正火、齿面硬度为169～217HBS传动比i=其中8表示步驱角；8P表示脉冲当量i=所以，取Z1=30，Z2=99M=2mm，啮合角为20°小齿轮齿宽为25mm；大齿轮齿宽为20mm。d1=mZ1=2×30=60d2=mZ2=2×99=198da1=m(Z1+2)=2×(30+2)=64da2=m(Z2+2)=2×(99+2)=202a=齿轮传动精度计算齿轮圆周速度VV=根据圆周速度和对噪音的要求确定齿轮精度等级及侧隙分别为：小齿轮：8GJ大齿轮：8FL⑥、传动惯量计算工作台质量折算到电机轴上的传动惯量J1==0.04378(Kg.cm2)丝杠转动惯量：JS=7.8×10-4×D4×L1=7.8×10-4×3.54×13.3=1.556(㎏.㎝2)齿轮的传动的惯量JZ1=7.8×10-4×D4×M=7.8×10-4×64×2=2.02(㎏.㎝2)JZ2=7.8×10-4×D4×M=7.8×10-4×（198㎜）2×2=239.76(㎏.㎝2)由于电机传动惯量很小，可以忽略不计，因此总的转动惯量J=(JS+JZ2）+JZ1+J1=(1.556+239.76）+2.022+0.04378=24.22(㎏.㎝2)⑦所需转动力矩的计算nmax=Mamax==4.16(N.m)nt=43.79(r/min)Mat==0.4419(N.m)Mf=其中，f’=0.2η=0.8时Mf==0.029（N.m）M0==0.1386≈0.0139（N.m）Mt==2.19(kgf.cm)≈0.219（N.m）所以，快速空载启动时所需转矩M=Mamax+Mf=Mo=4.16+0.029+0.0139=4.2079(N.m)阻力的所需力矩M切=Mat+Mf+Mo+Mt=0.4419+0.029+0.0139+0.219=0.6938(N.m)快速启动时所需力矩M快进=Mf+Mo=0.029+0.0139=0.0429(N.m)即最大转矩发生在快速启动时即Mamax=4.2079(N.m)3.1.3.纵向滚珠丝杠螺母副的型号选择与校核步骤(1)最大工作载荷计算滚珠丝杠上的工作载荷Fm(N)是指滚珠丝杠副的在驱动工作台时滚珠丝杠所承受的轴向力，也叫做进给牵引力。它包括滚珠丝杠的走刀抗力及与移动体重力和作用在导轨上的其他阻力分力相关的摩擦力。由于原直线丝杠驱动工作台工作台的纵向导轨是三角形导轨，则用公式3-2计算工作载荷的大小。（3-2）1）进给抗力分析进给时的阻力抗力有Fx、Fy、Fz，主阻力力Fz与阻力速度方向一致，垂直向下，是计算工作台主轴电机阻力功率的主要依据。且深抗力Fy与纵向进给方向垂直，影响加工精度或已加工表面质量。进给抗力Fx与进给方向平行且相反指向，设计或校核进给系统是要用它。纵切时，工作台的主阻力力Fz可以用下式计算：（3-3）=5360(N)由<<金属阻力原理>>知:Fz:Fx:Fy=1:0.25:0.4(3-4)得Fx=1340(N)Fy=2144(N)因为台面装夹在拖板上的刀架内，台面受到的进给抗力将传递到进给拖板和导轨上，进给作业时作用在进给拖板上的载荷Fl、Fv和Fc与台面所受到的进给抗力有对应关系，因此，作用在进给拖板上的载荷可以按下式求出：拖板上的进给方向载荷Fl=Fx=1340(N)拖板上的垂直方向载荷Fv=Fz=5360(N)拖板上的横向载荷Fc=Fy=2144(N)因此，最大工作载荷=1.151340+0.04(5360+909.8)=1790.68(N)对于三角形导轨K=1.15，f′=0.03~0.05,选f′=0.04(因为是贴塑导轨)，G是纵向、横向溜板箱和刀架的重量，选纵向、横向溜板箱的重量为75kg,刀架重量为15kg.(2)最大动载荷C的计算滚珠丝杠应根据额定动载荷Ca选用，可用式3-5计算：C=，(3-5)L为工作寿命，单位为10r,L=60nt/10;n为丝杠转速（r/min）,n=;v为最大阻力力条件下的进给速度（m/min）,可取最高进给速度的1/2~1/3;L0为丝杠的基本导程，查资料得L。=12mm；fm为运转状态系数，因为此时是有冲击振动，所以取fm=1.5。V纵向=1.59mm/r1400r/min=2226mm/minn纵向=v纵向1/2/L。=22261/2/12=92.75r/minL=60nt/10=6092.7515000/10=83.5则C==1.51790.68=11740(N)初选滚珠丝杆副的尺寸规格，相应的额定动载荷Ca不得小于最大动载荷C:因此有Ca>C=11740N.另外假如滚珠丝杠副有可能在静态或低速运转下工作并受载，那么还需考虑其另一种失效形式-滚珠接触面上的塑性变形。即要考虑滚珠丝杠的额定静载荷Coa是否充分地超过了滚珠丝杠的工作载荷Fm,一般使Coa/Fm=2~3.初选滚珠丝杠为：外循环，因为内循环较外循环丝杠贵，并且较难安装。考虑到简易经济改装，所以采用外循环。因此初选滚珠丝杠的型号为CD63×8-3.5-E型，主要参数为Dw=4.763mm,L。=8mm,dm=63mm,λ=2º19´，圈数列数3.51(3)纵向滚珠丝杠的校核1)传动效率计算滚珠丝杠螺母副的传动效率为=tgλ/tg(λ+φ)=tg2º19´/tg(2º19´+10´)=92%(3-6)2)刚度验算滚珠丝杠副的轴向变形将引起导程发生变化，从而影响其定位精度和运动平稳性，滚珠丝杠副的轴向变形包括丝杠的拉压变形，丝杠与螺母之间滚道的接触变形，丝杠的扭转变形引起的纵向变形以及螺母座的变形和滚珠丝杠轴承的轴向接触变形。1_丝杠的拉压变形量δ1δ1=FmL/EA(3-7)=1790.682280/20.610π(31.5)²=0.0064mm2滚珠与螺纹滚道间的接触变形量δ2采用有预紧的方式，因此用公式δ2=0.0013(3-8)==0.0028mm在这里=1/3Fm=1/31790.68=597NZ=πdm/Dw=3.1463/4.763=41.53ZΣ=41.533.51=145.36丝杠的总变形量δ=δ1+δ2=0.0064+0.0028=0.0092mm<0.015mm查表知E级精度丝杠允许的螺距误差为0.015mm,故所选丝杠合格。3)压杆稳定性验算滚珠丝杠通常属于受轴向力的细长杆，若轴向工作负载过大，将使丝杠失去稳定而产生纵向屈曲，即失稳。失稳时的临界载荷为Fk=fzπEI/L（3-9）式中：E为丝杠材料弹性模量，对钢E=20.610Mpa;I为截面惯性矩，对丝杠圆截面I=πd1/64（mm）(d1为丝杠的底径)；L为丝杠的最大工作长度（mm）;fz为丝杠的支撑方式系数由表3-1查得。表3.1：方式两端端自由一端固定一端自由两端固定两端简支Fz0.252.04.01.0由=fzπEI/L且fz=2.0，E=20.610Mpa，I=πd1/64,L=2800mm为丝杠的长度由于 I=πd1/64=π(63-5.953)/64=3.1457.047/64=517903mm=23.1420.610517903/(2800)=727959=727959/1857=392>>4所以丝杠很稳定。3.1.4．横向滚珠丝杠螺母副的型号选择与校核步骤(1)型号选择1)最大工作载荷计算由于导向为贴塑导轨，则：k=1.4f′=0.05，Fl为工作台进给方向载荷，Fl=2144N，Fv=5360N，Fc=1340N，G=60kg，t=15000h，最大工作载荷：Fm=kFl+f′(Fv+2Fc+G)=1.42144+0.05(5360+21340+9.875)=3452.6N2)最大动负载的计算v横=1400r/min0.79mm/r=1106mm/minn横丝=v横1/2/L。纵=11061/2/5=110.6r/minL=60nt/10=1106110.615000/10=99.54C=fmFm=99.541.53352.6=23283.8N初选滚珠丝杠型号为:CD50×6-3.5-E其基本参数为Dw=3.969mm，λ=2°11´，L。=6mm，dm=50mm，圈数列数3.51(2)横向滚珠丝杠的校核1)传动效率计算η=tgλ/tg(λ+φ)=tg2°11´/tg(2°11´+10´)=93%2)刚度验算1丝杠的拉压变形量δ1=±FmL/EA=±3352.6320/20.610π25²=±0.0026mm2滚珠与螺纹滚道间的接触变形量δ2=0.0013=0.0013=0.0099mm在这里Fyj===1118NZ=dm/Dw=3.1450/3.969=39.56ZΣ=39.563.51=138.48丝杠的总变形量δ=δ1+δ2=0.0026+0.0099=0.0125mm<0.015mm查表知E级精度丝杠允许的螺距误差为0.015mm,故所选丝杠合格。3.2减速器箱体的设计一般直线工作台PLC控制设计后，经济型PLC控制工作台的脉冲当量是一不可改变的值，为了实现多脉冲当量的任意选择，我们可在步进电机与滚珠丝杠间加一个减速机构，下面即是对减速机构的设计过程。由任务书中可知纵向和横向的脉冲当量分别为：纵向0.010.0080.005横向0.0050.0040.0025为减少减速机构的体积设定中心距A=(z1+z2)m/2=67.5其中m=1.5z1+z2=90(齿)则以横向脉冲计算为例i=z1/z2=45/45时，则脉冲当量为0.005mmi=z1/z2=40/50时，则脉冲当量为0.004mmi=z1/z2=30/60时，则脉冲当量为0.0025mm因此纵向与横向的减速机构可以相同，为了降低成本将横纵减速器结构设置为一样。3.2.1．轴的计算：（纵向输入轴）由公式：d≥=A（3-10）可初选轴的直径由于T=5N.m,由于采用的是45号钢，正火硬度[]为170-217HBS,扭曲疲劳极限-1=124，轴材料的许用切应力为45MPa则对于纵向输入轴：d输入=（3-11）==8.2mm在这里，d为轴的直径(mm),T为轴传递的转矩（N.mm）,[]为轴材料的许用切应力（MPa）,则纵向输入轴轴径取18mm,输出轴轴径取25mm对于横向输入轴：d输入=（3-12）==12mm横向输入轴轴径可取18mm，输出轴轴径可取25mm。综上可知：纵向与横向可用一种减速机构。轴材料为45号钢，精度5级。3.2.2．减速器箱体尺寸a=67.5mm下箱体壁厚=0.025a+3≥8则=8上箱盖壁厚=0.03a+3≥8则=8地角螺钉数目n由于a≤250mmn=4地角螺钉直径df=0.036a+12取df=M8齿轮端面与内箱壁最小距离2==8mm3.2.3．减速齿轮 第一对齿n45与n45啮合计算公式为：=1.6d=0.5(D2+D1)L=(1.2~1.5)d一般取l=bC=0.2b但是不小于10R=0.5lN=0.5mnmn为模数。=（2.5~4）mn但是不小于8mm图3-1齿轮结构图因此输入轴齿轮d=18mm=1.6d=28.8mm=67.5-3-7.5=57mm=0.5(57+28.8)=42.9mm=3.75mmda=67.5mmd。=0.25（57-28.8）=7.05mm=1.2d=21.6mmc=0.221.6=4.32mmr=0.5=2.16mmn=0.51.5=0.75为了更好得使输入轴与输出轴啮合且因D1=28.8〉d=18的原因会导致齿轮的刚度下降，采用图3-2形状，以下输出轴与输入轴均采用这种图B结构。图3-2齿轮结构图则由上列数据可知=21.6mmda=67.5mmd=18mmha=mn=1.5mmhf=1.2mn=1.8mm输出轴用图3-2结构则由公式得d=25mm=1.6d=40mm=0.5(57+40)=48.5mm=2.51.5=3.75mmda=67.5mmd。=0.25(57-40)=4.25mm =1.225=30mmc=0.2b30=10mmr=0.5c=5mmn=0.51.5=0.75mm第二对齿n=40与n=50啮合则输出齿轮d=25mm=1.5d=40mm=da-2mn-2。=75-21.5-23.75=64.5=0.5(D2+D1)=0.5(64.5+40)=52.25=(2.5-4)=2.51.5=3.75da=Z=1.550=75=1.2d=1.225=30r=0.5c=5c=0.2b=10(不小于10)n=0.51.5=0.75输入齿轮d=18ha=1.5hf=1.8=1.2d=21.6da=2=1.540=60第三对齿n=30与n=60啮合时，输出齿轮d=25D1=1.6d=40Da=Z=601.5=90D2=Da-1.52-2。=90-3-7.5=79.5。=2.51.5=3.75D。=0.5(D2+D1)=0.5(40+79.5)=59.75d。=0.25(D2-D1)=(79.5-40)0.25=9.875=1.2d=1.225=30c=0.2b=0.230=10(不小于10)r=0.5c=5n=0.5mn=0.51.5=0.75输入齿轮d=18ha=1.5hf=1.8=1.2d=21.6da=Z=1.530=45齿轮精度按：GB10095-886级精度，其适应于高速度下平稳回转并要求有最高效率和低噪音，传动效率为99%。减速器简图图3-3减速器简图3.3轴承的选择3.3.1．选型深沟球轴承GB276-82图3-4深沟球轴承（1）减速器输入端的轴承选择：d=18mm，则其型号为：，深沟球轴承型号dDB额定动负荷C额定静负荷C。极限转速（脂润滑）1000803182651700N1050N19000r/min（2）减速器输出端的轴承选择：d=25mm则其型号为：，深沟球轴承型号dDB额定动负荷C额定静负荷C。极限转速（脂润滑）1000805253772900N2000N15000r/min3.3.2校核由于减速器轴的轴向载荷是经过60度推力轴承才输入减速器的所以轴向载荷Fa很小径向载荷基本也是由于安装方面误差所导致所以也很小。轴承合乎要求。3.4轴承盖的设计3.4.1闷盖计算公式：图3-5闷盖=D+(2~2.5)d3+2S2(有套环)（3-13）=+(2.5~3)d3=(0.85~0.9)Dd。=d3+（1~2）D≤100mm时n=4D>100mm时n=6m由结构确定，在这里均取3,d3为螺钉直径.（1）D=26时的尺寸=n-d3-1则d3=2.5取M4的螺钉=26+2.52.5=32.25=32.25+32.5=39.25=0.9D=0.926=23.4m=3（2）D=37d3=2.5mm取M4的螺钉=37+6.25=43.25mm=43.25+7.5=50.75mm=0.937=33.3mmm=3mm3.4.2通盖图3-6通盖=D+(2~2.5)d3+2S2(有套环)=D。+(2.5~3)d3=(0.85~0.9)Dd。=d3+（1~2）D≤100mm时n=4D>100mm时n=6m由结构确定，在这里均取3mm,d3为螺钉直径.（1）D=6通盖尺寸，内加密封圈d3取M4螺钉 =32.5=39.75=23.4d=18m=3（2）D=37通盖尺寸d3取M4螺钉=43.25=50.75=33.3d=25m=3选用型号7602025TVP的60゜推力角接触轴承轴径d=25mm外径d=52mm宽度B=15mm球径Dw=6.35mm球数Z=16动载荷Ca=22000N静载荷Coa=44000N预加载荷500N极限转速2600r/min3.5.校核大部分滚动轴承是由于疲劳点蚀而失效的。轴承中任一元件出现疲劳步剥落扩展迹象前院运转的总转数或一定转速下的工作小时数称为轴承寿命（指的是两个套圈间的相对转数或相对转速）。同样的一批轴承载相同工作条件下运转，各轴承的实际寿命大不相同，最高和最低的可能相差数十倍。对一个具体轴承很难预知其确切寿命，但是一批轴承则服从一定的概率分布规律，用数理统计的方法处理数据可分析计算一定可靠度R或失效概率n下的轴承寿命。实际选择轴承时常以基本额定寿命为标准。轴承的基本额定寿命是指90%可靠度，常用材料和加工质量，常规运转条件下的寿命，以符号L10(r)或L10h(h)表示。不同可靠度，特殊轴承性能和运转条件时其寿命可对基本额定寿命进行修正，称为修正额定寿命。标准中规定将基本额定寿命一百万转（10r）时轴承所能承受的恒定载荷取为基本额定动载荷C。也就是说，在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作10r而不发生点蚀失效，其可靠度为90%。基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。径向基本额定动载荷Cr对向心轴承（角接触轴承除外）是指径向载荷，对角接触轴承则是指引起轴承套圈间产生相对径向位移时的载荷径向分量。对推力轴承，轴向基本额定动载荷Ca是指中心轴向载荷。(1)当量载荷滚动轴承若同时承受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。在当量动载荷作用下，轴承寿命与实际联合载荷下轴承的寿命相同。当量动载荷P的计算公式是：P=（3-14）表3.2轴承滚动当量动载荷计算的X,Y值轴承类型Fa/Core单向轴承双列轴承Fa/Fr≤eFa/Fr>eFa/Fr≤eFa/Fr>eXYXYXYXY角接触球轴承α=15°0.0150.38100.441.4711.650.722.390.0290.41.401.572.280.0580.431.301.462.110.0870.461.231.3820.120.471.191.341.930.170.501.121.261.820.290.551.021.141.660.440.561.001.121.630.580.561.001.121.63当量动载荷式中Fr为径向载荷，N；Fa为轴向载荷，N；X，Y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数，可由上表查出。上表中，e是一个判断系数，它是适用于各种X,Y系数值的Fa/Fr极限值。试验证明，轴承Fa/Fr≤e或Fa/Fr>e时其X,Y值是不同的。单列向心轴承或角接触轴承当Fa/Fr≤e时，Y=0,P=Fr,即轴向载荷对当量动载荷的影响可以不计。深沟球轴承和角接触球轴承的e值随Fa/Cor的增大而增大。Fa/Cor反映轴向载荷的相对大小，它通过接触角的变化而影响e值。=0°的圆柱滚子轴承与滚针轴承只能承受径向力，当量动载荷Pr=Fr;而=90°的推力轴承只能承受轴向力，其当量动载荷Pa=Fa。由于机械工作时常具有振动和冲击，为此，轴承的当量动载荷应按下式计算：P=fd(XFr+Yfa)冲击载荷系数fd由表3.3选取表3.3：载荷性质机器举例fd平稳运转或轻微冲击电机，水泵，通风机，汽轮机1.0~1.2中等冲击车辆，直线工作台，起重机，冶金设备，内燃机1.2~1.8强大冲击破碎机，轧钢机，振动筛，工程机械，石油钻机1.8~3.0由于轴承载荷与纵向载荷之比：==0.25<e查表得：X=1,Y=0=1.2则：P=Fr=1.25360=6432N(2)基本额定寿命滚动轴承的寿命随载荷的增大而降低，寿命与载荷的关系曲线如图，其曲线方程为：PL10=常数式中：P-当量动载荷，N;L10-基本寿命，常以10r为单位（当寿命为一百转时，L10=1）;-寿命指数，球轴承=3，滚子轴承=10/3。由手册查得的基本额定动载荷C是以L10=1，可靠度为90%为依据的。由此可列出当轴承的当量动载荷为P时以转数为单位的基本额定寿命L10为C1=PL10L10=10r若轴承工作转速为nr/min,可求出以小时数为单位的基本额定寿命L10h==h应取L10h≥Lh.L’h为轴承的预期寿命。通常参照机器大修期限决定轴承的预期使用寿命。若已知轴承的当量动载荷P和预期使用寿命L’h，则可按下式求得相应的计算额定动载荷C’,它与所选用轴承型号的C值必须满足下式要求：C≥C=N(3-13)滚动轴承预期使用寿命的荐用值使用条件预期使用寿命h不经常使用的仪器和设备短期或间断使用的机械，中断使用不致引起严重后果，如手动机械，农用机械，装配吊车，自动送料装置间断使用的机械，中断使用将引起严重后果，如发电站辅助设备，流水作业的传动装置，带式运输机，车间吊车每天8小时工作的机械，但经常不是满载荷使用，如电机，一般齿轮装置，压碎机，起重机和一般机械每天8小时工作，满载荷使用，如直线工作台，木材加工机械，工程机械，印刷机械，分离机，离心机24小时连续工作的机械，如压缩机，泵，电机，轧机齿轮装置，纺织机械24小时连续工作的机械，中断使用将引起严重后果，如纤维机械，造纸机械，电站主要设备，给排水设备，矿用泵，矿用通风机300~30003000~80008000~1200010000~2500020000~3000040000~50000100000由上表查得为20000小时则额定动载荷C’=N=3P=6432NL’h=20000h则C’=18000NC=22000N>C’此轴承合乎要求另外由于横向丝杠与纵向丝杠采用同一轴承，且载荷小于纵向，因此同理可验证其是合理的。第4章步进电机的选择4.1纵向步进电机的选择4.1.1确定系统的脉冲当量脉冲当量是指一个进给脉冲使直线工作台执行部件产生的进给量，它是衡量PLC控制直线工作台加工精度的一个基本技术参数。因此，脉冲当量应根据直线工作台精度的要求来确定，直线丝杠驱动工作台的定位精度为±0.015mm，因此选用的脉冲当量为0.01mm/脉冲~0.005mm/脉冲。4.1.2步距角的选择根据步距角初步选步进电机型号，并从步进电机技术参数表中查到步距角θb，三种不同脉冲分配方式对应有两种步距角。步距角θb及减速比i与脉冲当量δp和丝杠导程L0有关。初选电机型号时应合理选择θb及i,并满足：θb≤(δpi360)/L0（4-1）由上式可知：θb≤δpi360/L0=3600.011/10=0.36°初选电机型号为:90BYG5502具体参数如表4.1所示表4.1：纵向电机步距角相数驱动电压电流90BYG55020.36550V3A静转矩空载起动频率空载运行频率转动惯量重量5N.m2200≥3000040kg.cm4.5kg图4-1电机简图4.1.3矩频特性：=J=J10(N.cm)由于：nmax=(r/min)则：Mka=J(N.cm)式中：J为传动系统各部件惯量折算到电机轴上的总等效转动惯量（kg.cm）;ε为电机最大角加速度（rad/s）;nmax为与运动部件最大快进速度对应的电机最大转速（r/min）;t为运动部件从静止启动加速到最大快进速度所需的时间（s）;vmax为运动部件最大快进速度（mm/min）;δp为脉冲当量（mm/脉冲）；θb为初选步进电机的步距角[（º）步]，对于轴、轴承、齿轮、联轴器，丝杠等圆柱体的转动惯量计算公式为J=(kg.cm),对于钢材，材料密度为7.810(kg.cm),则上式转化为J=0.78DL10(kg.cm),式中：Mc为圆柱体质量（kg）;D为圆柱体直径（cm），JD为电动机转子转动惯量，可由资料查出。(1)丝杠的转动惯量JsJs=Js/i，i为丝杠与电机轴之间的总传动比由于i=1则:Js=0.78DL10=0.78(6.3)17010=208.9(kg.cm)(2)工作台质量折算工作台是移动部件，其移动质量惯量折算到滚珠丝杠轴上的转动量JG:JG=（）M(kg.cm),式中：L。为丝杠导程（cm）;M为工作台质量（kg）.由于L。=1cm,M=90kg则：JG=（）M=90=2.28(kg.cm)1）一对齿轮传动小齿轮装置在电机轴上转动惯量不用折算，为J1.大齿轮转动惯量J2折算到电机轴上为=J2()2）两对齿轮传动传动总速比i=i1i2,二级分速比为i1=z2/z1和i2=z4/z3.于是，齿轮1的转动惯量为J1,齿轮2和3装在中间轴上，其转动惯量要分别折算到电机轴上，分别为J2()和J3().齿轮4的转动惯量要进行二次折算或以总速比折算为：=J4()()（4-2）因此，可以得到这样的结论：在电机轴上的传动部件转动惯量不必折算，在其他轴上的传动部件转动惯量折算时除以该轴与电机轴之间的总传动比平方。由于减速机构为一对齿轮传动，且第一级i=1,则可分别求出各齿轮与轴的转动惯量如下：n=45,m=1.5的转动惯量J45,其分度圆直径d=451.5=67.5mmS=27mm则:J45=0.786.7510=4.371kg.cmn=40,m=1.5的转动惯量J40,其分度圆直径d=401.5=60mmS=27mm则:J40=0.78610=2.73kg.cmn=30,m=1.5的转动惯量J30,其分度圆直径d=301.5=45mmS=27mm则:J30=0.784.510=0.964kg.cmn=45,m=1.5的转动惯量J45,其分度圆直径d=451.5=67.5mmS=30mm则:J45=0.786.7510=4.9538kg.cmn=50,m=1.5的转动惯量J50,其分度圆直径d=501.5=75mmS=30mm则:J50=0.787.510=7.548kg.cmn=60,m=1.5的转动惯量J60,其分度圆直径d=601.5=90mmS=30mm则:J60=0.78910=15.66kg.cm两输入输出轴的转动惯量为:J输入=0.781.81310=0.106kg.cm;L=130mmJ输出=0.782.51310=0.396kg.cm;L=130mm查表得：JD=4kg.cm综上可知：J=JD+Js+JG+J30+J40+J60+J50+2J45（4-3）=252.302kg.cm又由于V=1.461600=2236mm/min则：Mka=252.30210=41.1N.cm(3)力矩的折算：1）Mkf空载摩擦力矩Mkf=（4-4）式中：G为运动部件的总重力（N）；f´为导轨摩擦系数；i为齿轮传动降速比；η为传动系统总效率，一般取η=0.7~0.85；L。为滚珠丝杠的基本导程（cm）。由于G=9010=900N,f=0.05,i=1,η=0.85则Mkf==8.4N.cm2）M。附加摩擦力矩M。=(1-η。)（4-5）式中：Fyj为滚珠丝杠预加负载，即预紧力，一般取1/3Fm;Fm为进给牵引力（N）,η。为滚珠丝杠未预紧时的传动效率，一般取η。≥0.9得Fyj=1/3Fm=1/31728.8=576.3N又L。=10mm，η=0.95则M。==96.6N.cm则=++M。=41.1+8.4+96.6=140N.cm由于≤=λ则所选步进电机为五相十拍的经表查得：λ=0.951则=1.67N.m<λ=0.955=4.75N.m所以所选步进电机合乎要求4.1.4据步进电机的矩频特性计算加减速时间校核的快速性T=(fn-f0)（4-6）式中：T为加减速时间，Jr和Jl分别为转子，负载的转动惯量（kg.m）β为电机得步距角（°），Tcp,Tl为电机最大平均转矩，负载转矩（N.m）f。,fn为起始加速时，加速终了时的频率（Hz）由于 Jr=0.410kg.mJl=0.0252kg.mβ=0.36°Tcp=5N.mTl=1.67N.mf0=2200Hzfn=30000Hz则T=(30000-2200)=1.2s<1.5s所以选此步进电机能满足要求。矩频特性曲线4.2横向步进电机的选择4.2.1步距角的确定θb≤δpi360/L。(4-7）L。=6mm,i=1,δp=0.005θb≤0.3初选电机型号为:110BYG5602横向电机步距角相数驱动电压电流110BYG56020.3580V3A静转矩空载起动频率空载运行频率转动惯量重量16N.m2500≥3500015kg.cm16kg图4-2电机简图4.2.2距频特性(1)力矩的折算1)空载摩擦力矩Mkf=Gf´L。/2πηiG=6010=600Nf´=0.05L。=6mmη=0.8==3.5(N.cm)2)附加摩擦力矩M。=(1-η。)(N.cm)Fyj=1/3Fm=1/33433.6=1144.5NL。=6M。==115N.cm(2)转动惯量的折算1)滚珠丝杠的转动惯量Js=0.78DL10D=4cmL=26cmJs=0.78DL10=0.78(4)2610=5.19N.cm2)工作台转动惯量JG=M（4-8）L。=0.6cmM=60kgJG=M=60=0.54(kg.cm)(3)多脉冲减速装置的转动惯量折算Z=30d=mz=1.530=45mmJ=0.78DL10=0.784.51.810=0.58kg.cmZ=40d=mz=1.540=60mmJ=0.78DL10=0.7861.810=1.82kg.cmZ=45d=mz=1.545=67.5mmJ=0.78DL10=0.786.751.810=2.92kg.cmZ=50d=mz=1.550=75mmJ=0.78DL10=0.787.51.810=4.44kg.cmZ=60d=mz=1.560=90mmJ=0.78DL10=0.7891.810=9.2kg.cm又由于J输入=0.106kg.cmJ输出=0.396kg.cmJD=15.8kg.cm则J=Js+JG+JJ=58kg.cmMka=J10vmax=0.781600=1248mm/mint=1.5sδp=0.005θb=0.3°Mka=50=7.257N.cmMkq=Mka+Mkf+M0=7.527+3.5+115=125.7N.cm又Mkq≤λMjmax步进电机为五相十拍λ=0.95Mjmax=16N.mMkq=1.257N.m<0.9516=15.2N.m所以此步进电机符合条件(4)上升时间校核t=(fn-f0)Jr=1.5810kg.mJl=5.810kg.mβ=0.3Tcp=16N.mTl=1.257N.mf0=2500Hzfn=35000Hzt=(35000-2500)=0.086s<1.5s合乎要求三）110BF003型直流步进电机主要技术参数电机型号相数步驱角电压相电流最大转矩最高空载启动率110BF00330.758067.84（80）1500运行频率转子转动惯量线圈电阻分配方式重量外径长度轴径700046.06(4.7)0.37三相六拍611016011参考价原型号350BFG090811（四）110BF004型直流步进电机主要技术参数电机型号相数步驱角电压相电流最大转矩最高空载启动率110BF00430.753044.9（50）500运行频率转子转动惯量线圈电阻分配方式重量外径长度轴径34.3(3.5)0.76三相六拍5.511011011参考价原型号350BFG09041111结论这次课程设计时间相对于我们以前搞设计来说是非常非长的。这次我课程设计的题目是：把工作台设计成为经济型PLC控制工作台。刚刚接受到这个题目的时候，感