立式數(shù)控銑床進給系統(tǒng)課程設(shè)計

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　1 概述…………………………………………………………………………………………3</p><p>　　1.1 零件技術(shù)要求……………………………………………………………………………3</p><p>　　1.2 總體方案設(shè)計………………………………………………………………………

2、……3</p><p>　　2 設(shè)計計算……………………………………………………………………………………3</p><p>　　2.1主切削力及其切削分力計算 ……………………………………………………………3</p><p>　　2.2 導軌摩擦力計算…………………………………………………………………………4</p><p>　　2.3 計算

3、滾珠絲杠螺母副的軸向負載力……………………………………………………4</p><p>　　2.4 滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算……………………………………………………4</p><p>　　3 工作臺部件的裝配圖設(shè)計…………………………………………………………………9</p><p>　　4 滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗…………………………………………………………

4、9</p><p>　　4.1 滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速壓縮載荷的校驗……………………………………………9</p><p>　　4.2 滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速的校驗 …………………………………………………10</p><p>　　4.3滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗………………………………………………………10</p><p>　　5 計算機械傳

5、動系統(tǒng)的剛度 ………………………………………………………………10</p><p>　　5.1 機械傳動系統(tǒng)的剛度計算 ……………………………………………………………10</p><p>　　5.2 滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度計算 ……………………………………………………12</p><p>　　6 驅(qū)動電動機的選型與計算 …………………………………………………………

6、……12</p><p>　　6.1 計算折算到電動機軸上的負載慣量 …………………………………………………12</p><p>　　6.2 計算折算到電動機上的負載力矩 ……………………………………………………13</p><p>　　6.3 計算坐標軸折算到電動機軸上的各種所需的力矩 …………………………………13</p><p>　　6

7、.4選擇驅(qū)動電動機的型號…………………………………………………………………14</p><p>　　7 機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析 ………………………………………………………………15</p><p>　　7.1 計算絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率……………………………………15</p><p>　　7.2 計算扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的最低固有頻率 ……………………………

8、……………………15</p><p>　　8 機械傳動系統(tǒng)的誤差計算與分析 ………………………………………………………16</p><p>　　8.1 計算機械傳動系統(tǒng)的反向死區(qū) ………………………………………………………16</p><p>　　8.2 計算機械傳動系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差 …………………………16</p><p&g

9、t;　　8.3 計算滾珠絲杠因扭轉(zhuǎn)變形產(chǎn)生的誤差 ………………………………………………16</p><p>　　9 確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號…………………………………………16</p><p>　　9.1 確定滾珠絲杠螺母副的精度等級……………………………………………………17</p><p>　　9.2 確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號………………………

10、……………………………17</p><p><b>　　課程設(shè)計總結(jié)</b></p><p>　　通過此次數(shù)控編程課程設(shè)計，我對立式數(shù)控銑床的進給系統(tǒng)有了個基本的了解，加深了對立式數(shù)控銑床的認識。通過立式數(shù)控銑床進給系統(tǒng)的設(shè)計，使我在裝配結(jié)構(gòu)和制造結(jié)構(gòu)的各種方案以及在機械設(shè)計制圖、零件計算和編寫技術(shù)文件等方面得到了綜合訓練，培養(yǎng)了我的初步的結(jié)構(gòu)分析與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算能力。

11、</p><p>　　雖然只有一周的時間，在很倉促的情況下完成了這次數(shù)控編程的課程設(shè)計，但收獲卻很大，使我初步具備了設(shè)計的能力，并且我相信我在這方面的設(shè)計能力會逐漸成熟起來。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　1.范超毅．數(shù)控技術(shù)課程設(shè)計．武漢：華中科技大學出版社，2006</p><p>

12、;　　2.王愛玲．機床數(shù)控技術(shù)．北京：高等教育出版社，2006</p><p><b>　　1.　概述</b></p><p>　　1.1　零件技術(shù)要求</p><p>　　工作臺、工件和夾具的總質(zhì)量m=918kg，其中，工作臺的質(zhì)量510kg；工作臺的最大行程Lp=600mm；工作臺快速移動速度20000mm/min；工作臺采用貼塑導軌，導軌

13、的動摩擦系數(shù)0.15，靜摩擦系數(shù)均為0.2；工作臺的定位精度為30μm，重復定位精度為10μm；機床的工作壽命為20000h（即工作時間為10年）。機床采用主軸伺服電動機,額定功率為5.5kw，機床采用端面銑刀進行強力切削，銑刀直徑125mm，主軸轉(zhuǎn)速300r/min。</p><p>　　表1 數(shù)控銑床的切削狀態(tài)</p><p>　　1.2　總體方案設(shè)計</p><

14、p>　　為了滿足以上技術(shù)要求,采取以下技術(shù)方案。</p><p>　　(1)工作臺工作面尺寸（寬度×長度）確定為400mm×1200mm。</p><p>　　(2)工作臺的導軌采用矩形導軌，在與之相配的動導軌滑動面上貼聚四氟乙烯（PT-FE）導軌板。同時采用斜鑲條消除導軌導向面的間隙，在背板上通過設(shè)計偏心輪結(jié)構(gòu)來消除導軌背面與背板的間隙，并在與工作臺導軌相接觸的

15、斜鑲條接觸面上和背板接觸面上貼塑。</p><p>　　(3)對滾珠絲杠螺母副采用預(yù)緊措施，并對滾珠絲杠采用預(yù)拉伸。</p><p>　　(4)采用伺服電動機驅(qū)動。</p><p>　　(5)采用膜片彈性聯(lián)軸器將伺服電動機與滾珠絲杠直連。</p><p><b>　　2.　設(shè)計計算</b></p><

16、p>　　2.1 主切削力及其切削分力計算</p><p>　　(1)計算主切削力Fz</p><p>　　根據(jù)已知條件，采用端面銑刀在主軸計算轉(zhuǎn)速下進行強力切削（銑刀直徑D=125mm）時，主軸具有最大扭矩，并能傳遞主電動機的全部功率。此時，銑刀的切削速度為</p><p>　　若主傳動鏈的機械效率，按式（2-6）可計算主切削力Fz：</p>

17、<p>　　(2)計算各切削分力。</p><p>　　根據(jù)表2-1可得工作臺縱向切削力、橫向切削力和垂向切削力分別為</p><p>　　2.2 導軌摩擦力的計算</p><p>　　(1)按式（2-8a）計算在切削狀態(tài)下的導軌摩擦力。此時，導軌動摩擦系數(shù)，查表2-3得鑲條緊固力，則</p><p>　　(2)按式（2-9a）計

18、算在不切削狀態(tài)下的導軌摩擦力和導軌靜摩擦力。</p><p>　　2.3計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力</p><p>　　(1)按式（2-10）計算最大軸向負載力。</p><p>　　按式（2-11a）計算最小軸向負載力。</p><p>　　2.4 滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算</p><p>　　1)確定滾

19、珠絲杠的導程</p><p>　　根據(jù)已知條件，取電動機的最高轉(zhuǎn)速 ，則由式（2-16）得</p><p>　　2)計算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速和平均載荷</p><p>　　(1)估算在各切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷。</p><p>　　將強力切削時的軸向載荷定為最大軸向載荷，快速移動和鉆鏜定位時的軸向</p><p&

20、gt;　　載荷定為最小載荷，一般切削(粗加工)和精細切削(精加工)時，滾珠絲杠螺母副的軸向載荷、分別可按下式計算：</p><p><b>　　，</b></p><p>　　并將計算結(jié)果填入表4-2</p><p>　　表4-2 數(shù)控銑床滾珠絲杠的計算</p><p>　　(2)計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉(zhuǎn)

21、速。</p><p>　　(3)按式(2-17)計算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速。</p><p>　　(4)按式(2-18)計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷。</p><p>　　3)計算滾珠絲杠預(yù)期的額定動載荷</p><p>　　(1)按照預(yù)定工作時間估算。查表2-28得載荷性質(zhì)系數(shù)。已知初步選擇的滾珠絲杠的精度等級為2級，查表2-29得精度系

22、數(shù)，查表2-30得可靠性系數(shù)，則由式(2-19)得</p><p>　　(2)因?qū)L珠絲杠螺母副將實施預(yù)緊，所以可按式(2-21)估算最大軸向載荷。查表2-31得預(yù)加載荷系數(shù)，則</p><p>　　(3)確定滾珠絲杠預(yù)期的額定動載荷</p><p>　　取以上兩種結(jié)果的最大值，即。</p><p>　　4)按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小

23、螺紋底徑。</p><p>　　(1)根據(jù)定位精度和重復定位精度的要求估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形。</p><p>　　已知工作臺的定位精度為30μm，重復定位精度為10μm，根據(jù)式(2-23)、(2-24)以及定位精度和重復定位精度的要求，得</p><p>　　取上述計算結(jié)果的最小值 </p><p>　　(2)估算允許的滾珠絲杠

24、的最小螺紋底徑。</p><p>　　本機床工作臺(X軸)滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用兩端固定方式。</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為</p><p>　　L＝行程+安全行程+2×余程+螺母長度+支承長度</p><p>　　≈(1.2～1.4)行程+(25～30)L</p><p&

25、gt;<b>　　取</b></p><p><b>　　L=1.4×行程+</b></p><p>　　又，由式(2-26)得</p><p>　　(5)初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號</p><p>　　根據(jù)計算所得的、、，初步選擇FFZD型內(nèi)循環(huán)墊片預(yù)緊螺母式滾珠絲杠螺母副FFZD

26、4010-5，其公稱直徑、基本導程、額定動載荷和絲杠底徑如下:</p><p><b>　　、 </b></p><p>　　故滿足式(2-27)的要求。</p><p>　　6)由式(2-29)確定絲杠螺母副的預(yù)緊力</p><p>　　7)計算滾珠絲杠螺母副的目標行程補償值與預(yù)拉伸力</p><p

27、>　　(1)按式(2-31)計算目標行程補償值。</p><p>　　已知溫度變化，絲杠的線膨脹系數(shù)，滾珠絲杠螺母副的有效行程</p><p>　　=工作臺行程+安全行程+2×余程+螺母長度</p><p>　　=(600+100+2×20+146)mm=886mm</p><p>　　故:

28、 </p><p>　　(2)按式(2-32)計算滾珠絲杠的預(yù)拉伸力。</p><p>　　已知滾珠絲杠螺紋底徑，滾珠絲杠的溫升變化值=2℃，則</p><p>　　8)確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號</p><p>　　(1)按式(2-33)計算軸承所承受的最大軸向載荷。</p><p>　　(2)計

29、算軸承的預(yù)緊力。</p><p>　　(3)計算軸承的當量軸向載荷。</p><p>　　(4)按式(2-25)計算軸承的基本額定動載荷C。</p><p>　　已知軸承的工作轉(zhuǎn)速 ,軸承所承受的當量軸向載荷，軸承的基本額定壽命L=20000h。軸承的徑向載荷和軸向載荷分別為</p><p>　　因為，所以查表2-25得，徑向系數(shù)X=1.9，

30、軸向系數(shù)Y=0.54，故</p><p>　　(5)確定軸承的規(guī)格型號。</p><p>　　因為滾珠絲杠螺母副擬采取預(yù)拉伸措施，所以選用60°角接觸球軸承組背對背安裝，以組成滾珠絲杠兩端固定的支承形式。由于滾珠絲杠的螺紋底徑為34.3mm，所以選擇軸承的內(nèi)徑d為30mm，以滿足滾珠絲杠結(jié)構(gòu)的需要。</p><p>　　在滾珠絲杠的兩個固定端均選擇國產(chǎn)60

31、°角接觸球軸承兩件一組背對背安裝，組成滾珠絲杠的兩端固定支承形式。軸承的型號760306TNI/P4DEB，尺寸(內(nèi)徑×外徑×寬度)為30mm×72mm×19mm，選用脂潤滑。該軸承的預(yù)載荷能力為2900N，大于計算所得軸承預(yù)緊力。并在脂潤滑狀態(tài)下的極限轉(zhuǎn)速為2500r/min，高于滾珠絲杠的最高轉(zhuǎn)速，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為，而該軸承在20000h工作壽命的基本額定動載荷C=3

32、6263.02N，也滿足要求。</p><p>　　3. 工作臺部件的裝配圖設(shè)計</p><p>　　將以上計算結(jié)果用于工作臺部件的裝配圖設(shè)計(見圖)，其計算簡圖如圖1所示。</p><p>　　圖1 立式數(shù)控銑床工作臺計算簡圖</p><p>　　4. 滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗</p><p>　　4.1 滾

33、珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗</p><p>　　本工作臺的滾珠絲杠支承方式采用預(yù)拉伸結(jié)構(gòu)，絲杠始終受拉而不受壓。因此，不存在壓桿不穩(wěn)定問題。</p><p>　　4.2 滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速的校驗</p><p>　　由圖1得滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速的計算長度=919.5mm，其彈性模量E=2.1×MPa，已知材料密度=×7.8×N

34、/，重力加速度g=9.8 ×mm/， </p><p>　　安全系數(shù)=0.8 ，由表2-44得與支承有關(guān)的系數(shù)=4.37.。</p><p>　　滾珠絲杠的最小慣性矩為</p><p>　　滾珠絲杠的最小截面積為</p><p><b>　　由式（2-36）得</b></p><p&g

35、t;<b>　　=</b></p><p><b>　　=0.8×</b></p><p>　　=8493.05r/min</p><p>　　本工作臺滾珠絲杠螺母副的最高轉(zhuǎn)速為2000r/min,遠小于其臨界轉(zhuǎn)速，故滿足要求。</p><p>　　4.3 滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗&l

36、t;/p><p>　　查附錄A表A-3得滾珠絲杠的額定動載荷=46500N，軸向載荷=2977.52N，運轉(zhuǎn)條件系數(shù)=1.2，滾珠絲杠的轉(zhuǎn)速 n=2000r/min，根據(jù)式（2-37）、式（2-38）得</p><p>　　L=×=1.89×r</p><p><b>　　==21000h</b></p><

37、p>　　一般來講，應(yīng)保證滾珠絲杠螺母副的總工作壽命，故滿足要求。</p><p>　　5. 計算機械傳動系統(tǒng)的剛度</p><p>　　5.1機械傳動系統(tǒng)的剛度計算</p><p>　　(1)計算滾珠絲杠的拉壓剛度</p><p>　　本機床工作臺的絲杠支承方式為一端固定、一端游動。由圖1可知，當滾珠絲杠的螺母中心位于滾珠絲杠兩支承的中

38、心的位置(a=L/2，L=1140mm)時,滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度，由式(2-45a)得</p><p>　　當或時，滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度 ，由公式（2-45b）得</p><p>　　=767.25N/μm</p><p>　　(2)計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度。</p><p>　　已知軸承接觸角=，滾動體直徑=7.

39、144mm，滾動體個數(shù)Z=17，軸承的最大軸向工作載荷=5361.41N，由表2-45和表2-46得，</p><p>　　=4×2.34×=1654.30 N/m</p><p>　　(3)計算滾珠與滾道的接觸剛度。</p><p>　　查附錄A表A-3得滾珠絲杠的剛度K=1585 N/m，額定動載荷=46500N，滾珠絲杠上所承受的最大軸向載

40、荷=2981.18N，由式（2-46b）得</p><p>　　=K =1390.00 N/m</p><p>　　(4)計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度K。</p><p>　　由式（2-47a）得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為</p><p>　　= + + =0.00263</p><p>　　故=380.2

41、3 N/m</p><p>　　由式（2-47b）得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為</p><p>　　=+ + =0.0030</p><p>　　故=333.33 N/m</p><p>　　5.2 滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度計算</p><p>　　由圖1可知，扭轉(zhuǎn)作用點之間的距離= 919.5mm。已知剪切

42、模量G=8.1 ×MPa，</p><p>　　滾珠絲杠的底徑=32.7mm，故由式（2-48）得</p><p>　　= = N·m/rad=8844.51 N·m/rad</p><p>　　6. 驅(qū)動電動機的選型與計算</p><p>　　6.1 計算折算到電動機軸上的負載慣量</p>&

43、lt;p>　　(1)計算滾珠絲杠的轉(zhuǎn)動慣量。</p><p>　　已知滾珠絲杠的密度=7.8×Kg/ ，故由式（2-63）得</p><p><b>　　=0.78×</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=21.43Kg&#

44、183;</b></p><p>　　(2)計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量</p><p>　　=0.78×（--）L</p><p><b>　　=11.62Kg·</b></p><p>　　(3)計算折算到電動機軸上的移動部件的轉(zhuǎn)動慣量</p><p>　　已知機床執(zhí)行

45、部件（即工作臺、工件和夾具）的總質(zhì)量m=918Kg,電動機每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離 L=10mm=1cm，則由式(2-65)得</p><p>　　=m=23.28Kg·</p><p>　　（4）由公式（2-66）計算加在電動機軸上總的負載轉(zhuǎn)動慣量 </p><p>　　= ++=（21.43+11.62+23.28）=56.33 K

46、g·</p><p>　　6.2 計算折算到電動機軸上的負載力矩</p><p>　　(1)計算切削負載力矩。</p><p>　　已知切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力= =2977.52N， 電動機每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L=10mm=0.010m，進給傳動系統(tǒng)的總效率=0.90，則</p><p><b>　

47、　= =5.3N·m</b></p><p>　　(2)計算摩擦負載力矩</p><p>　　已知在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力），由式(2-55)得</p><p>　　= =2.79N·m</p><p>　　(3)計算由滾珠絲杠的預(yù)緊而產(chǎn)生的附加負載力矩。</p>

48、<p>　　已知滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力，滾珠絲杠螺母副的基本導程，0.01滾珠絲杠螺母副的效率=0.94，由式（2-56）得 </p><p>　　= （1—）=0.20N·m</p><p>　　6.3 計算坐標軸折算到電動機軸上各種所需的力矩</p><p>　　(1)計算線性加速力矩</p><p>　　已知機床

49、執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的最高轉(zhuǎn)速=2000r/min，電動機的轉(zhuǎn)動慣量=62Kg·，坐標軸的負載慣量=56.33Kg·。取進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益=20Hz，則加速時間= = s=0.15s，由式(2-58)得</p><p>　　= （+ ）（1-- ）</p><p>　　=（62+65.36）×（1-）Kgf·cm</p>

50、<p><b>　　=12.1N·m</b></p><p>　　(2)計算階躍加速力矩。</p><p>　　已知加速時間==s=0.05s，由由式(2-59)得</p><p><b>　　=（+）</b></p><p><b>　　=37.42N·m

51、</b></p><p>　　(3)計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩。</p><p>　　①由式（2-61）計算線性加速時的空載啟動力矩 。</p><p>　　=+（+）=（12.1+2.79+0.20）N·m=15.09N·m</p><p>　?、谟墒剑?-61）計算階躍加速時的空載啟動力矩

52、 。</p><p>　　=+（+）=（37.42+2.79+0.20）N·m=40.41N·m</p><p>　?、塾墒剑?-57a）計算空載時的快進力矩 。</p><p>　　=+=2.79+0.20=2.99N·m</p><p>　　④由式（2-61）計算切削時的工進力矩</p>&

53、lt;p>　　= + =（5.3+0.20） N·m =5.50N·m</p><p>　　6.4 選擇驅(qū)動電動機的型號</p><p>　　(1)選擇驅(qū)動電動機的型號</p><p>　　根據(jù)以上計算和表2-47，選擇日本FANUC公司生產(chǎn)的a12/3000i型交流伺服電動機為驅(qū)動電動機。其主要技術(shù)參數(shù)如下：額定功率3KW；最高轉(zhuǎn)速300

54、0r/min；額定力矩12N·m；轉(zhuǎn)動慣量62 Kg·；質(zhì)量18Kg。</p><p>　　交流伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的5～10倍，若按5倍計算，該電動機的加速力矩為60N·m，均大于本機床工作臺線性加速時的空載啟動力矩=15.09N·m以及階躍加速時的空載啟動力矩 =40.41N·m,所以，不管采用何種加速方式，本電動機均滿足加速力矩要求。</

55、p><p>　　該電動機的額定力矩為12N·m，均大于本機床工作臺的快進力矩=3.0N·m 以及工進力矩=5.73N·m。因此，不管是快進還是工進，本電動機均滿足驅(qū)動力矩要求。</p><p>　　(2)慣量匹配驗算.。</p><p>　　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機的轉(zhuǎn)動慣量之比一般應(yīng)滿足式（2-6

56、7），即</p><p><b>　　0.25≤≤1</b></p><p>　　而==0.91∈【0.25，1】故滿足慣量匹配要求。</p><p>　　7. 機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析</p><p>　　7.1 計算絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率</p><p>　　已知滾珠絲杠螺母副的

57、綜合拉壓剛度==333.33× N /m，滾珠絲杠螺母副和機床執(zhí)行部件的等效質(zhì)量為=+，其中m、分別為機床執(zhí)行部件的質(zhì)量和滾珠絲杠螺母副的質(zhì)量，已知m=918Kg,則</p><p>　　=××123.9×7.8×Kg=12.14Kg</p><p><b>　　=+=922Kg</b></p><

58、p>　　==635rad/s</p><p>　　7.2計算扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的最低固有頻率</p><p>　　折算到滾珠絲杠軸上的系統(tǒng)總當量轉(zhuǎn)動慣量為</p><p>　　=+=(21.43+11.62)Kg·=33.05Kg·=0.003Kg·</p><p>　　又絲杠的扭轉(zhuǎn)剛度==8844.5N

59、3;m/rad，</p><p><b>　　則</b></p><p>　　==1637.1rad/s</p><p>　　由以上計算知道，絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率=635rad/s，扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的最低固有頻率=1831rad/s都比較高。一般按=300rad/s 的要求來設(shè)計機械傳動系統(tǒng)的剛度，故滿足要求。</p>

60、<p>　　8. 機械傳動系統(tǒng)的誤差計算與分析</p><p>　　8.1 計算機械傳動系統(tǒng)的反向死區(qū)△</p><p>　　已知進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值=371.27×N/mm，導軌的靜摩擦力=1575N，由式（2-52）得</p><p>　　△=2=×mm=8.48×mm</p><p&

61、gt;　　即△=8.48m＜10m，滿足要求。</p><p>　　8.2 計算機械傳動系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差</p><p><b>　　由式（2-53）得</b></p><p><b>　　=0.675×mm</b></p><p>　　即 =0.675m＜6m, 故滿

62、足要求。</p><p>　　8.3 計算滾珠絲杠因扭轉(zhuǎn)變形產(chǎn)生的誤差</p><p>　　(1)計算由快速進給扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量。</p><p>　　已知負載力矩T= =2990Nmm。由圖1得扭矩作用點之間的距離=919.5mm，絲杠底徑 =34.3mm，由式(2-49)得</p><p><b>　　=7.2

63、1×=</b></p><p>　　(2)由該扭矩變形量引起的軸向移動滯后量將影響工作臺的定位精度。有式(2-50)得</p><p>　　==0.0042mm=4.2m</p><p>　　9. 確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號</p><p>　　(1)確定滾珠絲杠螺母副的精度等級。</p>&l

64、t;p>　　本機床工作臺采用半閉環(huán)控制系統(tǒng)， 應(yīng)滿足下列要求：</p><p>　　≤0.8×(定位精度--)=0.8×(30-0.9-4.2)m=19.9m</p><p>　　≤0.8×(定位精度--)=19.9m</p><p>　　滾珠絲杠螺母副擬采用的精度等級為2級，查表2-20得 =8 m＜19.9m；查表2-21

65、得，當螺紋長度為850mm時， =15m＜19.9m，故滿足設(shè)計要求。</p><p>　　(2)確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號為FFZD4010-5-P2/1140×850，其具體參數(shù)如下。公稱直徑與導程：40mm，10mm；螺紋長度850mm，絲杠長度1140mm；類型與精度：P類，2級精度。</p><p>

66、;<b>　　課程設(shè)計總結(jié):</b></p><p>　　通過此次數(shù)控編程課程設(shè)計，我對立式數(shù)控銑床的進給系統(tǒng)有了個基本的了解，加深了對立式數(shù)控銑床的認識。通過立式數(shù)控銑床進給系統(tǒng)的設(shè)計，使我在裝配結(jié)構(gòu)和制造結(jié)構(gòu)的各種方案以及在機械設(shè)計制圖、零件計算和編寫技術(shù)文件等方面得到了綜合訓練，培養(yǎng)了我的初步的結(jié)構(gòu)分析與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算能力。</p><p>　　雖然只有一周的時間

67、，在很倉促的情況下完成了這次數(shù)控編程的課程設(shè)計，但收獲卻很大，使我初步具備了設(shè)計的能力，并且我相信我在這方面的設(shè)計能力會逐漸成熟起來。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　1.范超毅．數(shù)控技術(shù)課程設(shè)計．武漢：華中科技大學出版社，2006</p><p>　　2.王愛玲．機床數(shù)控技術(shù)．北京：高等教育出版社，2006&