cm6132型精密車床進給系統(tǒng)的數控改造畢業(yè)設計論文

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　分析了數控技術和數控裝備在裝備制造業(yè)的地位，對CM6132精密車床的進給系統(tǒng)的進給進行數控化改造，進行了數控化改造的總體方案設計。通過確定基本系數、運動參數和動力參數，選擇了滾珠絲杠和聯(lián)軸器。改造后的機床成本低，提高了加工精度、具有可觀的經濟效益。</p><p>　　關鍵詞：CM6132數控化改造；

2、滾珠絲杠；步進電機</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Analysis of the numerical control technology and equipment in the equipment manufacturing industry status, the CM6132 precision lathe feed

3、 for feeding system of NC transformation, for the NC transformation of the overall scheme design.By determining the basic factor, movement parameters and dynamic parameters, selection of the ball screw and coupling.After

4、 the transformation of the machine tool with low cost, high machining precision, and has considerable economic benefit.</p><p>　　Key Words：CM6132 NC transformation; ball screws; stepper motor</p><

5、p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘要I</b></p><p><b>　　第1章 緒論1</b></p><p>　　1.1 選題的意義1</p><p>　　1.2 數控系統(tǒng)發(fā)展簡史1</p><p>

6、;　　1.3 國內數控狀況分析2</p><p>　　1.4 數控系統(tǒng)的發(fā)展趨勢2</p><p>　　1.5 普通機床進行數控化改造的必要性3</p><p>　　第２章 總體方案的設計4</p><p>　　2.1 計算參數和技術要求4</p><p>　　2.2 總體方案的擬定4</

7、p><p>　　2.2.1 進給電機伺服系統(tǒng)的改造設計5</p><p>　　2.2.2 聯(lián)軸器5</p><p>　　2.3 尺寸參數7</p><p>　　2.4 運動參數7</p><p>　　2.5 動力參數8</p><p>　　2.5.1 計算電機功率8</

8、p><p>　　2.5.2 計算轉速9</p><p>　　第3章 進給系統(tǒng)的計算10</p><p>　　3.1 橫向進給傳動鏈的設計計算10</p><p>　　3.1.1 計算主切削力10</p><p>　　3.1.2 計算各切削分力10</p><p>　　3.2 導

9、軌摩擦力的計算11</p><p>　　3.2.1 在切削狀態(tài)下坐標導軌摩擦力的計算11</p><p>　　3.2.2 在不切削狀態(tài)下坐標軸導軌摩擦力的計算12</p><p>　　3.3 計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力12</p><p>　　3.3.1 最大軸向負載力的計算12</p><p>

10、　　3.3.2 最小軸向負載力的計算13</p><p>　　3.4 確定進給傳動鏈的傳動比和傳動級數13</p><p>　　3.5 滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算14</p><p>　　3.5.1 估算滾珠絲杠預期的額定動載荷14</p><p>　　3.5.2 估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形16</p>

11、;<p>　　3.5.3 按精度確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑16</p><p>　　3.6 初步確定滾珠絲杠螺母副的精度等級17</p><p>　　3.7 確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號18</p><p>　　3.8 縱向進給系統(tǒng)的設計計算19</p><p>　　3.9 滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗

12、19</p><p>　　3.9.1 滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗19</p><p>　　3.9.2 滾珠絲杠螺母副臨界轉速的校驗20</p><p>　　3.10 滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗21</p><p>　　3.11 計算機械傳動系統(tǒng)的剛度22</p><p>　　3.11.1 計算

13、機械傳動系統(tǒng)的剛度22</p><p>　　3.11.2 計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度23</p><p>　　3.11.3 計算滾珠與滾道的接觸剛度24</p><p>　　3.11.4 計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度25</p><p>　　3.11 計算滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度25</p><p

14、>　　第4章 驅動電動機的選型與計算27</p><p>　　4.1 計算折算到電動機軸上的負載慣量27</p><p>　　4.1.1 單個回轉體零件的轉動慣量的計算27</p><p>　　4.1.2 折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量27</p><p>　　4.1.3 加在電動機上總的負載轉動慣量的計算28

15、</p><p>　　4.2 計算折算到電動機軸上的負載力矩28</p><p>　　4.2.1 折算到電動機軸上的切削負載力矩的計算28</p><p>　　4.2.2 折算到電動機軸上的摩擦負載力矩的計算29</p><p>　　4.2.3 由滾珠絲杠預緊力產生的并折算到電動機軸上的負載力矩的計算29</p>

16、<p>　　4.2.4 折算到電動機軸上的負載力矩的計算30</p><p>　　4.3 計算折算到電動就軸上的加速力矩30</p><p>　　4.4 選擇驅動電動機的型號31</p><p>　　4.4.1 選擇驅動電動機的型號31</p><p>　　4.4.2 確定最大靜轉矩32</p>

17、<p>　　4.4.3 驗算慣量匹配32</p><p>　　第5章 機械系統(tǒng)的動態(tài)分析34</p><p>　　5.1 計算絲杠—工作臺縱向振動系統(tǒng)最低固有頻率34</p><p>　　5.2 計算扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率34</p><p>　　5.3 計算機械傳動系統(tǒng)的反向死區(qū)35</p>

18、<p>　　5.4 機械傳動系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起定位誤差35</p><p>　　5.5 計算滾珠絲杠因扭轉變形產生的誤差36</p><p>　　5.5.1 扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量的計算36</p><p><b>　　結論37</b></p><p><b>　　致謝

19、38</b></p><p><b>　　參考文獻39</b></p><p><b>　　CONTENTS</b></p><p>　　AbstractI </p><p>　　Chapter 1 Introduction1</p><p>　　1.1

20、 Topics significance1</p><p>　　1.2 CNC system development history1</p><p>　　1.3 Domestic NC State Analysis2</p><p>　　1.4 CNC system development trend2</p><p>　　

21、1.5 Ordinary machine tool CNC transformation of the need3</p><p>　　Chapter 2 The overall program design4</p><p>　　2.1 Calculate parameters and technical requirements4</p><p>　

22、　2.2 Overall planning4</p><p>　　2.2.1 Feed motor servo system reconstruction design5</p><p>　　2.2.2 Couplings5</p><p>　　2.3 The size parameter6</p><p>　　2.4 Th

23、e motion parameters7</p><p>　　2.5 The dynamic parameters8</p><p>　　2.5.1 Calculate the motor power8</p><p>　　2.5.2 Calculate the speed9</p><p>　　Chapter 3 Calcu

24、late of the feed system10</p><p>　　3.1 Traverse to the design of drive chain10</p><p>　　3.1.1 The calculation of the main cutting force10</p><p>　　3.1.2 Calculate the cutting

25、force10</p><p>　　3.2 The rail friction calculation11</p><p>　　3.2.1 Calculate the coordinates of rail friction in cutting state11</p><p>　　3.2.2 Axis without cutting state rai

26、l friction calculation12</p><p>　　3.3 Alculate the ball screw pair of axial load force12</p><p>　　3.3.1 The maximum axial load force calculation12</p><p>　　3.3.2 The minimum a

27、xial load power calculation13</p><p>　　3.4 Determine the feed drive chain gear ratio and transmission series13</p><p>　　3.5 The ball screw estimates14</p><p>　　3.5.1 Estimate

28、the ball screw expected dynamic load rating14</p><p>　　3.5.2 Estimate allows the ball screw axial deformation16</p><p>　　3.5.3 The precision to determine the smallest thread of the ball scre

29、w allow bottom diamete16</p><p>　　3.6 The preliminary to determine the accuracy class of the ball screw nut17</p><p>　　3.7 Determine the specification model of the ball screw nut18</p>

30、;<p>　　3.8 The vertical feed system design and calculation19</p><p>　　3.9 Dall screws for bearing capacity check19</p><p>　　3.9.1 The ball screw nut critical compression load calibra

31、tion19</p><p>　　3.9.2 The critical speed of the ball screw nut checksum20</p><p>　　3.10 Dall screw pair rated life Check 21</p><p>　　3.11 Calculate the mechanical transmission

32、 system of stiffness22</p><p>　　3.11.1 Calculate the mechanical transmission system of stiffness22</p><p>　　3.11.2 Calculate the stiffness of the ball screw nut supporting bearing23</p&g

33、t;<p>　　3.11.3 Calculate the contact stiffness of the ball and the raceway24</p><p>　　3.11.4 Calculate the feed drive system integrated tension and compression stiffness25</p><p>　　3.

34、11 Calculate the torsional stiffness of the ball screw nut25</p><p>　　Chapter 4 drive motor selection and calculation27</p><p>　　4.1 The calculation of commuted to the motor shaft load mome

35、nt of inertia27</p><p>　　4.1.1 A single rotary part of the moment of inertia calculation27</p><p>　　4.1.2 The moment of inertia of moving parts, converted to motor shaft27</p><p&

36、gt;　　4.1.3 Increase the total load on the motor rotation inertia calculation28</p><p>　　4.2 Calculate the load torque converted to motor shaft28</p><p>　　4.2.1 Converted to a motor shaft of

37、 the cutting load torque calculation28</p><p>　　4.2.2 Converted motor shaft friction load torque calculation29</p><p>　　4.2.3 Generated by the ball screw preload and calculation of load torq

38、ue converted to motor shaft29</p><p>　　4.2.4 Converted to motor shaft load moment of calculation30</p><p>　　4.3 Calculation of converted to electric on the shaft of the accelerating torque3

39、0</p><p>　　4.4 Select the model of the drive motor31</p><p>　　4.4.1 Select the model of the drive motor31</p><p>　　4.4.2 Determine the maximum static torque32</p><p

40、>　　4.4.3 Checking the inertia match32</p><p>　　Chapter 5 Mechanical system dynamic analysis 34</p><p>　　5.1 Calculation of the lowest natural frequency of the screw - Longitudinal vibrat

41、ion system34</p><p>　　5.2 Calculation of the lowest natural frequency of torsional vibration system34</p><p>　　5.3 Calculate the mechanical transmission of the reverse dead zone35</p>

42、;<p>　　5.4 The mechanical transmission system by the integrated compressive and tensile stiffness changes caused by positioning error35</p><p>　　5.5 The calculation of ball screw error to reverse t

43、he deformation36</p><p>　　5.5.1 The calculation of the amount of deformation of the 5.5.1 Torque caused by the ball screw pair36</p><p>　　Conclusion 37</p><p>　　Thanks 38</

44、p><p>　　References 39</p><p><b>　　第1章 緒論</b></p><p>　　1.1 選題的意義</p><p>　　我國近幾年數控機床雖然發(fā)展較快，但與國際先進水平還存在一定的差距，主要表現(xiàn)在：可靠性差，外觀質量差，產品開發(fā)周期長，應變能力差[1]。因此，現(xiàn)在國內的主要先進的數控機

45、床都是進口的，即使自己做的車床中的精密部件如精密絲杠都是靠進口的，價格昂貴，沒法靠自己的技術來制造。對現(xiàn)有老機床進行數控化改造費用低廉，符合我國的國情，并可普遍提高我國數控人員的制造水平[2]。</p><p>　　1.2 數控系統(tǒng)發(fā)展簡史</p><p>　　1952年，計算機技術應用到了機床上，在美國誕生了第一臺數控機床[3]。從此，傳統(tǒng)機床產生了質的變化。近半個世紀以來，數控系統(tǒng)經

46、歷了五代的發(fā)展。</p><p>　　第一代數控： 1952—1959年采用電子管元件構成的專用數控裝置(NC)。</p><p>　　第二代數控：從1959年開始采用晶體管電路的NC系統(tǒng)。</p><p>　　第三代數控：從1965年開始采用小、中規(guī)模集成電路的NC系統(tǒng)。</p><p>　　第四代數控： 從1970年開始采用大規(guī)模集成電路

47、的小型通用電子計算機控制的系統(tǒng)(CNC)。</p><p>　　第五代數控：從1974年開始采用微型電子計算機控制的系統(tǒng)(MNC)[4]。</p><p>　　1.3 國內數控狀況分析</p><p>　　目前我國數控金切機床市場上高、中、低檔機床消費比重，在消費量上約為5:50:45，在消費額上約為15:70:15[5]?！　鴥葘Ω咧袡n機床的需求無論在消費量

48、還是消費金額方面都已超過了低檔機床。相應地，國產機床產品調整步伐仍不夠快速和及時，國產床的國內市場占有率僅為27%[6]，且產品構成大多以低檔為主，如數控車床中70%是由單板機控制的經濟型數控車床，電加工機床中80%以上是經濟型的，這兩類床占了我國床產量的一半以上。　　軸聯(lián)動床、數控超重型機床等高檔機床以及加工中心雖也有生產，但數量不足千臺，且制造成本較高[3-5]。</p><p>　　1.4 數控系統(tǒng)的發(fā)

49、展趨勢</p><p>　　從1952年美國麻省理工學院研制出第一臺試驗性數控系統(tǒng)，到現(xiàn)在已走過了半個世紀歷程。隨著電子技術和控制技術的飛速發(fā)展，當今的數控系統(tǒng)功能已經非常強大，與此同時加工技術以及一些其他相關技術的發(fā)展對數控系統(tǒng)的發(fā)展和進步提出了新的要求。</p><p>　　1. 數控系統(tǒng)向開放式體系結構發(fā)展；2. 數控系統(tǒng)向軟數控方向發(fā)展；3. 數控系統(tǒng)控制性能向智能化方向

50、發(fā)展；</p><p>　　4. 數控系統(tǒng)向網絡化方向發(fā)展；</p><p>　　5. 數控系統(tǒng)向高可靠性方向發(fā)展；</p><p>　　6. 數控系統(tǒng)向復合化方向發(fā)展； 7. 數控系統(tǒng)向多軸聯(lián)動化方向發(fā)展。 最近，國外主要的系統(tǒng)開發(fā)商在6軸聯(lián)動控制系統(tǒng)的研究上已經取得和很大進展，在6軸聯(lián)動加工中心上可以使用非旋轉刀具加工任意形狀的三維曲面，

51、且切深可以很薄，但加工效率太低一時尚難實用化[7]。</p><p>　　1.5 普通機床進行數控化改造的必要性</p><p>　　我國現(xiàn)有機床320多萬臺[8]，這些機床技術狀況老化嚴重，據統(tǒng)計，全國30%左右設備在16年以上，其中近30%的役齡超過26年[9]，這些都說明目前我國還沒有走上主要依靠科技進步對機床進行改造的軌道。另外，隨著科技的進步，生產依賴于設備的程度日益增大，企業(yè)

52、的產量、質量、效率、成本、安全及環(huán)境保護和勞動情緒都受設備的制約，實現(xiàn)企業(yè)的現(xiàn)代化己勢在必行。但據資料介紹，我國的金屬切削機床年產量僅占同類設備擁有量的1/28，如將每年生產的全部機床用來更換舊機床需要28年所以，我國目前解決設備技術進步的主要途徑是機床改造[4-10]。</p><p>　　第２章 總體方案的設計</p><p>　　2.1計算參數和技術要求</p>&l

53、t;p>　　車身上最大加工直徑320mm。</p><p>　　撤掉進給箱、溜板箱，改用步進電機驅動縱、橫向進給[8]。</p><p>　　2.2 總體方案的擬定</p><p>　　本篇設計研究的對象為CM6132車床，適用于車削精密零件，并可加工公制、英制、模數和徑節(jié)螺紋。該車床具有分離運動，加工精度高等特點，進行數控改造更有實際意義[9-11]。&l

54、t;/p><p>　　普通車床在進行數控化改造時，應盡量達到具有高的靜動態(tài)剛度、運動副之間的摩擦系數小、傳動無間隙、功率大、便于操作和維修等要求。不能簡單地認為將數控裝置與普通車床聯(lián)接在一起就達到了數控車床的要求，應該對主要部件進行相應的改造使其達到一定的設計要求，才能獲得預期的改造目的。</p><p>　　數控改造對機械傳動系統(tǒng)的要求：</p><p>　　1.

55、采用低摩擦的傳動副[12]；</p><p>　　2. 最佳的降速比，為了達到數控機床所要求的速度，使刀架的運動盡可能的加速，以跟蹤數控系統(tǒng)發(fā)出的指令；</p><p>　　3. 縮短傳動鏈以及用預緊的辦法提高傳動系統(tǒng)的剛度；</p><p>　　4. 消除傳動間隙，以減小返向行程誤差；</p><p>　　5. 滿足低振動和高可靠性

56、方面的要求。</p><p>　　為此應選擇間隙小，傳動精度高，運動平穩(wěn)，效率高以及傳遞扭矩大的傳動元件。</p><p>　　機械系統(tǒng)改造方案主要涉及提高移動部件的靈活性，減少和消除傳動間隙，特別是減少反向間隙，其改造工作量大。通常的改造部位有導軌副、傳動元件及聯(lián)軸器等。</p><p>　　2.2.1進給電機伺服系統(tǒng)的改造設計</p><p&

57、gt;　　為滿足盡可能減少改動量的要求，采用步進電機經接口箱驅動絲杠，帶動刀具縱向和橫向移動，用滾珠絲杠螺母機構代替普通的滑動絲杠螺母機構，具有摩擦力小，運動靈敏，無爬行現(xiàn)象的特點，也可以進行預緊，以實現(xiàn)無間隙傳動，以使傳動剛度好，反向時無空程死區(qū)[13]。在使用滾珠絲杠副時應注意，由于滾珠絲杠副具有可逆?zhèn)鲃犹匦?，沒有自鎖能力，在高速大慣量系統(tǒng)中應設置制動機構。應用滾珠絲杠替換原車床的普通絲杠進行改造時的注意事項如下： <

58、;/p><p>　　1.必須同時改換齒輪[14]。保證橫向、縱向脈沖當量之比恒定為1：2，以方便編程。</p><p>　　2.造結構，由于傳動運動中增加了一級齒輪，故走刀方向與原系統(tǒng)設定的方向相反，調整步進電機的接線使其方向變反，即可恢復系統(tǒng)約定的運行方向。</p><p>　　3.除齒側配合間隙對加工的影響,其結構可采用調隙式齒輪[15]。</p>&

59、lt;p>　　縱向進給機構的改造：拆去原機床的溜板箱、光杠與絲杠以及安裝座，配上滾珠絲杠及其相應的安裝裝置，縱向驅動的步進電機及其和絲杠的連接部分在主軸箱之下，并不占據絲杠空間，并由于滾珠絲杠的摩擦系數小于原絲杠，從而使縱向進給的整體剛度優(yōu)于以前；橫向進給機構的改造：由于原橫向進給的絲杠空間有限，所以拆除橫向絲杠換上滾珠絲杠。由于現(xiàn)在的步進電機的驅動能力很強，步距角也比原來小了很多，所以步進電機和絲杠之間用聯(lián)軸器連接，1:1傳動。

60、</p><p><b>　　2.2.2聯(lián)軸器</b></p><p>　　當電動機與滾珠絲杠之間傳遞的扭矩較大時，由于伺服電動機優(yōu)越的力矩特性，可以采用電動機與滾珠絲杠直接連接的方法，這不僅可以簡化結構、減少噪音，而且對減少傳動鏈的間隙、提高傳動剛度也有打的好處。</p><p>　　1—電機軸；2、12—螺釘；3—法蘭；4—外錐環(huán)；5—左本

61、體；</p><p>　　6、13—螺栓；7、8、14、16—墊片；9—右本體；10—法蘭；11—絲杠。</p><p>　　圖2-1 撓性聯(lián)軸器</p><p>　　圖2-1是現(xiàn)在廣泛采用的直接聯(lián)接電機軸和絲杠撓性聯(lián)軸節(jié)[16]。</p><p>　　這種聯(lián)軸器的工作原理是：聯(lián)軸節(jié)的左半部裝在電機軸上，當擰緊螺釘2時，件3和件5相互靠近，

62、擠壓內錐環(huán)17和外錐環(huán)4，使外錐環(huán)內徑縮小，內錐環(huán)外徑脹大，使件5與電機軸1形成無鍵聯(lián)接。右半部也同樣形成無鍵聯(lián)接。左半部通過彈性鋼片組15的兩個對角孔與螺栓6球面墊圈7、8相聯(lián)。圖中表明球面墊圈8與右半部件9沒有任何聯(lián)接關系。同樣，彈性鋼片組15的另外兩個對角孔通過球面墊圈14、16和螺栓13與右半部聯(lián)接，墊圈16與件5沒有任何聯(lián)接關系。這樣依靠彈性鋼片組對角聯(lián)接(即撓性)傳遞扭矩，且與電機軸和絲杠都無鍵聯(lián)接，便是撓性聯(lián)軸節(jié)的工作原理

63、。</p><p><b>　　2.3 尺寸參數</b></p><p>　　1. 通過主軸孔最大棒料直徑</p><p>　?。剑?#215;320＝32mm</p><p><b>　　2. 車床寬度</b></p><p>　　＝2.14＝243mm</p&

64、gt;<p>　　3. 經濟合理的工件或刀具直徑按照以下經驗公式估定</p><p>　　=（0.5～0.7）= 0.6= 0.6×320 = 192mm</p><p>　　=（0.08～0.12）= 0.1= 0.1×320 = 32mm</p><p><b>　　2.4 運動參數</b></p

65、><p>　　最高和最低轉速不能僅用計算方法來確定。還應該和先進的同類機床比較，因為過大的轉速范圍不僅不能充分發(fā)揮其性能，而且還可能使結構無法實現(xiàn)。在傳動系統(tǒng)擬定好以后，驗算各主要傳動件的最大圓周速度應不超過允許值[18]。</p><p>　　可通過類比實驗和計算等方法綜合確定</p><p>　　= (2-1)</p

66、><p>　　= (2-2)</p><p>　　式中 ——主軸最高轉速(m/min)；</p><p>　　——主軸最低轉速(m/min)；</p><p>　　——典型工序的最大切削速度(m/min)；</p><p>　　——典型工序的最小切削速度(m/min)；<

67、;/p><p>　　——最大、最小計算直徑。</p><p>　　在機床的最低、最高轉速，其中經濟加工切削速度硬質合金車刀具精車中碳素鋼， =200～220m/min ，取=200m/min，取高速鋼刀具精車絲杠=15m/min。由公式(2-1)和公式(2-2)得</p><p>　　= == 2189r/min</p><p>　　取= 220

68、0r/min；</p><p>　　===25r/min</p><p>　　取=25r/min；</p><p><b>　　2.5 動力參數</b></p><p>　　2.5.1 計算電機功率</p><p>　　據下列公式及數據估算電機功率</p><p>　　

69、= (2-3)</p><p>　　= 　 　 (2-4)</p><p>　　= (2-5) </p><p>　　式中 ——單位吸血面積上的切削力，取硬質合金加工中碳素鋼；</p><p><b>　　——切

70、削深度；</b></p><p><b>　　——進給量。</b></p><p>　　切削深度及進給量取半精車中碳鋼，故=1mm, =0.2mm, =190m/s, 由公式(2-4)和公式(2-5)得</p><p><b>　　===1.37kW</b></p><p>　　===1

71、.96 kW</p><p><b>　　取=2.5 kW</b></p><p>　　2.5.2 計算轉速</p><p>　　有文獻[18,10-13]可知</p><p><b>　　=== 93</b></p><p>　　第3章 進給系統(tǒng)的計算</p>

72、;<p>　　3.1 橫向進給傳動鏈的設計計算</p><p>　　3.1.1 計算主切削力</p><p>　　以知機床主電動機的額定功率=2.5kW，最大工件直徑=320mm，主軸計算轉速=93 r/min。在此轉速下，主軸具有最大扭矩和功率，有文獻[19,2-19]可知刀具的切削速度為</p><p>　　===1.557m/s</p&

73、gt;<p>　　取機床的機械效率= 0.8，由文獻[2,10-13]可知，主切削力</p><p>　　=×103 =×103= 1284.52N</p><p>　　3.1.2 計算各切削分力</p><p>　　走刀方向的切削分力Fx和垂直走刀方向的切削分力。由車削抗力和可以按下列比例</p><p>

74、;　?。海? 1 : 0.25 : 0.4 (3-1)</p><p><b>　　由式(3-1)得</b></p><p>　　= 0.25 = 0.25×1284.52=321.13N</p><p>　　= 0.4= 0.4×1284.52=513.81N</p><p

75、>　　式中 ——主切削力；</p><p>　　——走刀方向的切削分力；</p><p>　　——垂直走刀方向的切削分力。</p><p>　　3.2 導軌摩擦力的計算</p><p>　　3.2.1 在切削狀態(tài)下坐標導軌摩擦力的計算</p><p>　　N (3-2)</p

76、><p>　　式中 ——主切削力的垂向切削分力(N)；</p><p>　　——橫向切削分力(N)；</p><p>　　——坐標軸上移動部件的全部重量（包括機床夾具和工件的重量，(N)；</p><p>　　——摩擦系數，隨導軌形式不同而不同，對于貼塑導軌， =0.15；對于滾動直線導軌， =0.01；</p><p>

77、;　　——鑲條緊固力(N)。 </p><p>　　以知主切削力的垂向切削分力==1284.52 N，橫向切削分力==321.13N,移動部件的全部重量(包括機床夾具和工件的重量)=61.22㎏(所受重力=600N)，查表3-1鑲條緊固力=800N，取導軌動摩擦系數=0.15，則</p><p>　　= 0.15×(600＋800＋1284.52＋321.13)</p>

78、;<p><b>　　= 450.85N</b></p><p>　　表3-1 鑲條緊固力推薦值 （單位：N）</p><p>　　3.2.2 在不切削狀態(tài)下坐標軸導軌摩擦力的計算</p><p>　　1. 坐標軸導軌水平時，有</p><p>　　= N

79、 (3-3) </p><p>　　2. 坐標軸導軌垂直時，有</p><p>　　= N (3-4) </p><p>　　坐標軸導軌水平時，計算在不切削狀態(tài)下坐標軸導軌摩擦力和，由式(3-3)得</p><p>　　==0.15×(600＋800)=210N</p>

80、<p>　　==0.2×(600＋800)=280N</p><p>　　3.3 計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力</p><p>　　3.3.1 最大軸向負載力的計算</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的最大軸向負載力發(fā)生在機床電動機滿功率運行的切削狀態(tài)時。此時，最大軸向負載力可用下式計算：</p><p>　　1.

81、 坐標軸導軌水平時，有</p><p>　　=N (3-5)</p><p>　　2. 坐標軸導軌垂直時，有</p><p>　　=N (3-6)</p><p>　　式中 ——力的縱向切削分力(N)。</p><p><b>　　則最大軸向負載力為

82、</b></p><p>　　== (513.81+450.85) = 964.66N</p><p>　　3.3.2 最小軸向負載力的計算</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的最小軸向負載力發(fā)生在機床空載運行時。此時，最小軸向負載力可用下式計算</p><p>　　1. 坐標軸導軌水平時，有</p><p

83、>　　== N (3-7)</p><p>　　2. 坐標軸導軌垂直時，有</p><p>　　==N (3-8)</p><p><b>　　則最小軸向負載力為</b></p><p><b>　　== 210 N</b><

84、/p><p>　　3.4 確定進給傳動鏈的傳動比和傳動級數</p><p>　　有文獻[20-1-3]可知傳動比的計算</p><p>　　= (3-9)</p><p>　　式中 ——步進電動機的步距角（°）；</p><p>　　——滾珠絲杠的基本導程

85、(mm)；</p><p>　　——機床執(zhí)行部件的脈沖當量(mm)。</p><p>　　取進步電動機的步距角 =1.5°，滾珠絲杠的基本導程=6 mm，進給傳動鏈的脈沖當量=0.005 mm/脈沖，則進給傳動鏈的傳動比得</p><p><b>　　=== 5</b></p><p>　　按最小慣量條件，從圖

86、滾珠絲杠螺母副的圈數和列數和圖滾珠絲杠螺母副的尺寸系列查得該減速器應采用2級傳動，傳動比可以分別取=2，=2.5。</p><p>　　3.5 滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算</p><p>　　3.5.1 估算滾珠絲杠預期的額定動載荷</p><p>　　根據滾珠絲杠螺母副的預期工作時間（h）計算</p><p>　　= N

87、 (3-10) </p><p>　　式中 ——滾珠絲杠的當量轉速(r/min)；</p><p>　　——數控機床的預期工作時間(h)；</p><p>　　——滾珠絲杠的當量載荷(N)；</p><p><b>　　——載荷性質系數；</b></p><p><b>

88、;　　——精度系數；</b></p><p>　　——可靠系數，一般情況下取= 1。</p><p>　　表3-2 精度系數</p><p>　　表3-3 可靠性系數</p><p>　　已知數控機床的預期工作時間= 15 000 h，滾珠絲杠的當量載荷== 964.66 N，查表3-4質系數得，載荷性質系數=1.3；查表3-

89、2精度系數數，有文獻[21-6-17]查表2-6-22精度選擇初步選擇滾珠絲杠的精度等級為3級精度，取精度系數=1；查表3-3系數得，可靠系數=1。取滾珠絲杠的當量=（該轉速為最大切削進給速度時的轉速），已知= 0.5 m/min，滾珠絲杠的基本導程=6mm,則</p><p>　　===120 r/min</p><p>　　===5287.86 N</p><p&g

90、t;　　3.5.2 估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形</p><p>　　誤差是影響進給傳動系統(tǒng)重復定位精度最主要的因素，一般占重復定位精度的1/3～1/2，所以，在初選滾珠絲杠是，從重復定位精度的角度考慮，規(guī)定滾珠絲杠螺母副允許的最大軸向變形量必須滿足下式</p><p>　　=（1/3～1/2）重復定位精度</p><p>　　影響定位精度最主要的因素是滾珠絲

91、杠螺母副的螺距誤差、滾珠絲杠本身的彈性變形（因為這種變形是隨滾珠絲杠螺母在滾珠絲杠上的不同位置而變化的）和滾珠絲杠螺母副所受摩擦力矩的變化（因為該變化影響系統(tǒng)的死區(qū)誤差）。所以，在初選滾珠絲杠時，從定位精度的角度考慮，規(guī)定滾珠絲杠螺母副額的最大軸向變形必須滿足下式</p><p>　　=（1/5～1/4）定位進度</p><p>　　根據上式分別計算，取兩者中較小值為估算滾珠絲杠螺母副允許

92、的軸向變形量（mm）。</p><p>　　已知本車床橫向進給系統(tǒng)的定位精度40，重復定位精度為16，有上式得</p><p>　　=（1/3～1/2）×16=5.33～8</p><p>　　= (1/5～1/4) ×40= 8～10</p><p>　　取上述計算結果的較小值，即=5.33。</p>&l

93、t;p>　　3.5.3 按精度確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑</p><p>　　估算滾珠絲杠螺母副螺紋的底徑，滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑估算是根據滾珠絲杠螺母副的支撐方式進行的。對于不同的支承方式，其計算方式不同，本次設計方案采用一端固定、一端游動支承方式的滾珠絲杠安裝</p><p>　　1. 一端固定，一端自由或游動時，有</p><p>　　=m

94、m (3-11)</p><p>　　式中 ——彈性模量（MPa），一般滾珠絲杠取=2.1×105 MPa；</p><p>　　——估算的滾珠絲杠螺母副允許的最大軸向變形量（）；</p><p>　　——導軌的靜摩擦力（N），=；</p><p>　　——滾珠絲杠螺母至絲杠固定端支承的最大距離（mm），=行程+安全

95、行程+余程+螺母長度+支承長度≈（1.2～1.4）行程+（25～30）。</p><p>　　兩端支承或兩端固定時，有</p><p>　　=mm (3-12)</p><p>　　式中 ——滾珠絲杠螺母至絲杠固定端支承的最大距離（mm），=行程+安全行程+余程×2+螺母長度+支承長度≈（1.2～1.4）行程+（25～30）。</p

96、><p>　　滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用一端固定、一端游動支承方式，滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為：</p><p>　　=行程+安全行程+余程+螺母長度+支承長度</p><p>　　≈（1.2～1.4）行程+（25～30） </p><p>　　取=1.4行程+30= 1.4×160＋30

97、5;6=404 mm</p><p><b>　　==11.36mm</b></p><p>　　3.6 初步確定滾珠絲杠螺母副的精度等級</p><p>　　本進給傳動系統(tǒng)采用開環(huán)控制系統(tǒng)，應滿足下列要求</p><p><b>　　==30.84</b></p><p>

98、;　　取滾珠絲杠螺母副的精度等級3級，查表3-5得=12，當螺紋長度為400mm時，=13，=12</p><p><b>　　=25<30.84</b></p><p><b>　　=25<30.84</b></p><p><b>　　故滿足設計要求。</b></p>&

99、lt;p>　　表3-5 有效行程內的目標行程公差和允許的行程變動量 （單位：）</p><p>　　3.7 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FFZL2506-3-P3/585×400，其具體參數如下</p><p>　　=25 mm ， =6 mm</p><p>　　=1150

100、0N>=5287.86 N</p><p>　　=21.9mm>=11.36 mm</p><p>　　3.8 縱向進給系統(tǒng)的設計計算</p><p>　　由于縱向進給系統(tǒng)的設計計算與橫向類似，故計算過程省略。</p><p>　　3.9 滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗</p><p>　　3.9.1

101、滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗</p><p>　　= ×105 N (3-13)</p><p>　　式中 ——滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑(mm)；</p><p>　　——滾珠絲杠螺母副的最大受壓長度(mm)；</p><p>　　——安全系數，絲杠垂直安裝時取=1/2，絲杠水平安裝時取=1/3

102、；</p><p>　　——安全系數，與支承方式有關，參見表與支承方式有關的系數；</p><p>　　——滾珠絲杠螺母副承受的最大軸向壓縮載荷(N)。</p><p>　　已知滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑=21.9 mm，由設計圖可知滾珠絲杠螺母副的最大受壓長度=313mm，絲杠水平安裝時，取=1/3，查表3-6得=2，則由公式(3-13)得</p>&

103、lt;p>　　=×105 ==156 529.62 N</p><p>　　本車床橫向進給系統(tǒng)滾珠絲杠螺母副的最大軸向壓縮載荷為=964.66 N，遠小于其臨界壓縮載荷的值，故滿足要求。</p><p>　　表3-6 與支承方式有關的系數</p><p>　　滾珠絲杠螺母副轉動時不產生共振的最高轉速稱為臨界轉速。對呀數控機床來說，滾珠絲杠螺母副的最

104、高轉速是指快速移動時的轉速。因此，只要此時的轉速不超過臨界轉速就可以了。為了安全起見，一般滾珠絲杠螺母副的最高轉速應低于臨界轉速。臨界轉速按以下公式計算：</p><p>　　=r/min (3-14)</p><p>　　式中 ——臨界轉速的計算長度(mm)；</p><p>　　——滾珠絲杠彈性模量(MPa),一般取=2.1×

105、;105 MPa；</p><p>　　——滾珠絲杠密度(g/mm3),一般取= N/mm3；</p><p>　　——滾珠絲杠的最小慣性矩(mm4),一般取=；</p><p>　　——重力加速度(mm/s2), = 9.8×103 mm/s2；</p><p>　　——滾珠絲杠的最小截面積(mm2)，一般取=；</p>

106、;<p>　　——安全系數，取=0.8；</p><p>　　——與支承方式有關的系數。</p><p>　　滾珠絲杠螺母副臨界轉速的計算長度=337 mm，其彈性模量=2.1×105 MPa ，密度=N/mm3，重力加速度= 9.8×103mm/s2。</p><p>　　滾珠絲杠的最小慣性矩為</p><p&

107、gt;　　===11285.64 mm4</p><p>　　取=0.8，由表3-6得= 3.927，由上式得 </p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　= 29188r/min</p><p>　　

108、本橫向進給傳動鏈的滾珠絲杠螺母副的最高轉速為83.3r/min，遠小于其臨界轉速，故滿足要求。</p><p>　　3.10 滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的疲勞壽命和時間壽命公式</p><p>　　=r (3-15)</p><p>　　=h

109、 (3-16)</p><p>　　式中 ——額定動載荷(N)；</p><p>　　——軸向載荷(N)；</p><p>　　——滾珠絲杠螺母副轉速(r/min)；</p><p>　　——運轉條件系數，無沖擊平穩(wěn)運轉時，取1.0～1.2；一般運轉時，取1.2～1.5；有沖擊振動運轉時，取1.5～3.0。</p>

110、<p>　　常用滾珠絲杠型號及參數表得滾珠絲杠的額定動載荷=11300 N，已知其軸向載荷== 964.66 N，滾珠絲杠的轉速== 83.3 r/min，運轉條件系數=1.2，則由式(3-15)，式(3-16)得</p><p>　　===9.3×108r</p><p>　　===186074.4215000 h</p><p><b

111、>　　故滿足要求</b></p><p>　　3.11 計算機械傳動系統(tǒng)的剛度</p><p>　　3.11.1 計算機械傳動系統(tǒng)的剛度</p><p>　　絲杠支承方式為一端固定，一端自由或游動時，有</p><p>　　==N/ (3-17)</p><p>　　式中 ——

112、彈性模量（MPa）,一般取=2.1×105MPa；</p><p>　　——滾珠絲杠的底徑(mm)；</p><p>　　——滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離(mm)；</p><p>　　當=，即滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離最大時，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度</p><p>　　==N/ (3

113、-18)</p><p>　　當=，即滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離最小時，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度</p><p>　　==N/ (3-19)</p><p>　　已知滾珠絲杠的彈性模量=2.1×105MPa，滾珠絲杠的底徑=21.9mm，當滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離= = 313mm時，滾珠絲杠螺母副具有最

114、小拉壓剛度根據式(3-18)得</p><p><b>　　==</b></p><p>　　==252.83N/</p><p>　　當==113mm時，滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度，根據式(2-19)得</p><p><b>　　== </b></p><p>　　=

115、=700.32N/</p><p>　　3.11.2 計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度</p><p>　　已知滾動體直徑=5.953mm，滾動體個數=15，軸承的最大軸向工作載荷==964.66N，由3-7和表一個未預緊的軸承或一對預緊軸承的組合剛度的計算公式得</p><p>　　==424.78N/</p><p>　　表3-6 滾

116、珠絲杠螺母副支承剛度的計算公式</p><p>　　3.11.3 計算滾珠與滾道的接觸剛度</p><p>　　1. 滾珠絲杠螺母副不預緊時，有</p><p>　　=N/ (3-20) 2. 滾珠絲杠螺母副預緊時，有</p><p>　　=N/ (3-21

117、)</p><p>　　式中 ——從滾珠絲杠樣本上查取得剛度值(N/)；</p><p>　　——額定動載荷(N)；</p><p>　　—滾珠絲杠上所承受的軸向工作載荷(N)。</p><p>　　常用滾珠絲杠型號及參數得滾珠與滾道的接觸剛度 =636N/，滾珠絲杠的額定動載荷=11300 N，已知滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷=964.

118、66N，則由式(3-21)得</p><p>　　===603.33N/</p><p>　　3.11.4 計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度</p><p>　　進給系統(tǒng)的最大綜合拉壓剛度和最小綜合拉壓剛度</p><p>　　=N/ (3-22)</p><p>　　=N/

119、 (3-23)</p><p>　　由式公式(3-22)得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為</p><p>　　===0.0044N/</p><p><b>　　故=185N/</b></p><p>　　由式公式(3-23)得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為</p><p>

120、;　　===0.0077N/</p><p><b>　　故=130N/</b></p><p>　　3.11 計算滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度</p><p>　　=N·m/rad (3-24)</p><p>　　式中 ——扭轉作用點之間的距離(cm)，對數控機床使用的滾珠絲杠螺