CK6140數控車床X向進給機構的設計

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1、CK6140數控車床X向進給機構的設計 論文題目：CK6140數控車床X向進給機構的設計 胡斌 數控101 沈陽工程學院 胡斌 專業(yè)班級：_________________________ 孫長青 學生姓名：_________________________ 指導教師：_________________________ 2013年 月 12 沈陽工程學院畢業(yè)設計（論文） 摘 要 在數控機床中，進給伺服系統是數控裝置和機床的中間聯接環(huán)節(jié)，是數控系統的重要組成

2、部分。通常設計進給伺服系統時必須滿足一定的要求，才能保證進給系統的定位精度和靜態(tài)、動態(tài)性能，從而確保機床的加工精確度。但由于現在加工難度和精度的提高，因而達不到相應的加工質量。所以，本文對原有的普通車床進行了改造。 在設計中采用安川公司的數控及伺服電機，通過滾珠絲杠來傳遞動力。由于整個機構需要安裝在車床的拖板上，在結構上必須緊湊，因此采用一端固定一端游動的安裝方式，經過認真的分析，仔細的計算，這種支稱方式完全合理。電機與絲杠之間采用同步帶與同步輪來傳遞動力，降速增扭是傳動精準，控制快捷可靠，增加扭矩之后完全可以達到設計要

3、求。 關鍵詞：同步帶；同步輪；滾珠絲杠；伺服電機； Abstract Feed servo system is a link between digital-controlled device and machine tool. It is an important part of digital-controlled systems. When feed servo system is designed, it must satisfy the designing requirements

4、, then it can insure the positioning precision and dynamical and static state characters of feed servo system. Thus, it can insure machining precision of a machining tool. so fall short of correspondence machining quality. Forasmuch,we depend on inhere foundation, numerical correspondence ameliorate

5、. In design process what we adopt is the number of the An chuan the company of Siemens to control system and servo electrical engineerings, passing to roll the bead silk to deliver dynamically. because whole organization demand installs in lather dragging along plank ,on the construction must ti

6、ghtly packed, therefore adopt on carrying fixedly on carrying to visit the dynamic gearing method, pass by hard of analysis, careful calculating, this kind of accepts the way complete reasonable. The electrical engineering takes with an adoption synchronously to deliver the motive with the synchrono

7、us round ,declining to increase to twist to make spread to move soon precise ,control fast and dependable, enlarge after twisting the can attain the design request completely. Keywords: synchronization annulus; synchronization cincture; the bead silk; An chuan the compa 目 錄

8、 中文摘要 I Abstract II 第一章 緒論 1 1 .1 數控技術簡介 1 1.1.1 數控機床的產生 1 1.1.2 數控機床的發(fā)展 1 1.1.3 數控車床的用途 2 1.1.4 數控車床的組成 2 1.2 問題的提出 4 第二章 傳動系統的總體設計 5 第三章 滾珠絲杠副的設計 6 3.1 確定滾珠絲杠副的導程 6 3.2.2 最大載荷Fmax 7 3.2.3 滾珠絲杠副的當量轉速nm及當量載荷Fm 8 3.3 確定預期額定動載荷 9 3.3.1 按滾珠絲杠副的預期運行距離（千米）計算： 9 3.3.2 有預加負荷的滾珠絲杠副還需

9、按最大軸向負荷Fmax計算； 10 3.4 確定允許的最小螺紋底徑d2m 11 3.5 確定滾珠絲杠副規(guī)格代號 12 3.6 確定滾珠絲杠副預緊力 13 3.7 確定滾珠絲杠副支承所用的軸承規(guī)格型號 13 3.8 軸承的簡化計算 14 3.9 滾珠絲杠副工作圖設計 14 3.9.1 滾珠絲杠副的螺紋長度 15 3.9.2 固定支承與游動支承距離 15 3.9.3 絲杠全長 15 3.9.4 行程起點離固定支承距離 15 3.10 滾珠絲杠副的安全使用 16 3.10.1 潤滑 16 3.10.2 使用 16 3.10.3 安裝 16 第四章 車床進給

10、伺服電動機的選擇 18 4 .1 電機的選擇 18 4.3 負荷轉動慣量JL（kg）及傳動系統轉動慣量 19 4.4 加速轉矩Ta和最大加速轉矩Tam 19 4.5 電機的最大啟動轉矩Tr(Nm) 20 4 .6 電機連續(xù)工作的最大轉矩 20 4.7 按照樣本選用電機時要主要事項 20 第五章 傳動系統剛度和強度的計算 21 5.2 計算Kb（N/） 22 5.3. 計算Kc的值 23 5.4 驗算傳動系統的剛度 23 5.5 確定定位精度 24 5.6 滾珠絲杠強度的計算 24 5.7確定滾珠絲杠副的規(guī)格代碼 24 5.8驗算零界轉速（避免高速運轉時產生共振）

11、 24 第六章 同步帶和同步輪的設計與選擇 26 6.1 同步帶傳動的特點和分類 26 6.2 圓弧齒同步帶和同步輪的特點 26 6.3 同步帶及同步輪的設計與選擇 27 6.4 X軸張緊聯結套的選用 28 結 論 29 致 謝 30 參考文獻 31 31 第一章 緒論 1.1 數控技術簡介 1.1.1 數控機床的產生 隨著科學技術的飛速發(fā)展，機械制造技術發(fā)生了深刻的變換，機械產品的結構越來合理，其性能、精度和效率日趨提高，因此對加工機械產品的生產設備——機床提

12、出了三高（高性能、高精度和高自動化）的要求 在機械產品中單件和小批量產品占 70%~80% 。由于這類產品生產批量小，品種多，一般都采用機床加工。當產品改型時，機床與工藝裝備均需做相應的變換和調整，而且通用機床的自動化程度不高，基本上由人工操作，難于提高生產效率和保證產品質量。實現這類產品生產的自動化成為機械制造業(yè)中長期未能解決的難題。 大批大量生產的產品，如汽車、摩托車、家用電器等零件，為了解決高產優(yōu)質的問題，多采用專用機床、組合機床、專用自動化機床以及專用自動化生產線和自動化車間進行生產。但是應用這些專用生產設備，生產周期長，產品改型不易，因而使新產品的開發(fā)周期增長，生產設

13、備使用的柔性很差。 現代機械產品的一些關鍵零部件，往往都精密復雜，加工批量小，改型頻繁，顯然不能再在專用機床或組合機床上加工。而借助靠模和仿形機床，或者借助劃線和樣板用于手工操作的方法來加工，加工精度和生產效率受到很大的限制。特別對空間的復雜曲線面，在普通機床上根本無法實現。 FMC 和FMS 技術是實現計算機集成制造系統（CIMS Computer Integrated Manufacturing System ）的重要基礎。數控技術已經成為衡量現代制造技術水平高低的標志，其擁有量代表著一個國家工業(yè)的整體實力。 1.1.2 數控機床的發(fā)展 具有精密、柔性和高效功

14、能的數控機床，隨著社會需求的多樣化和計算機等相關技術日新月異的不斷提高，將會向更廣泛的領域和更深的層次發(fā)展。其特點為： ① 高速度、高精度和高效率 ② 人工智能化控制 ③ 柔性化和自動化 ④ 復合化和多軸化 ⑤ 高集成化的發(fā)展 ⑥ 網絡化發(fā)展方向 ⑦ 開放式發(fā)展方向 CK6 140 普通數控車床己經是一種定型的產品，它采用的是華工數控系統，華工數系統與國外知名廠家的數控系統相比，還是有些不足之處。車床的進給機構采用的是直聯方式，因此當絲杠需要多大的輸出扭矩時，電機的轉矩也相應匹配，這樣成本高；而且伺服電機與絲杠聯結

15、要求精度高，安裝不方便；針對這些不足之處，特以進行改進。設計要求如下： 1 兩向進給采用滾珠絲杠驅動床鞍和中拖板，兩向快速進給速度不低于10m / min : 2 絲杠采用伺服電機通過同步帶、同步輪機構驅動，要求力矩放大； 3 兩向絲杠輸出扭矩X 向8Nm 、Z 向10Nm 。 1.1.3 數控車床的用途 數控車床是當今使用最廣泛的數控機床之一，主要用于加工軸類、盤類等回轉體零件。它能夠通過程序控制自動完成內外圓柱面、錐面、圓弧、螺紋等工序的切削加工，并能進行切槽、鉆、擴、鉸孔等工作。由于數控車床在一次裝夾中能完成多個表面的連續(xù)加工，因此提高了加工質量和生產效

16、率，特別適用于復雜形狀的回轉類零件的加工。 1.1.4 數控車床的組成 數控車床一般由以下幾部分組成： ① 主機主機是數控車床的機械部件，包括床身、主軸箱、刀架、尾座、進給 機構等。 ② 數控裝置作為控制部分是數控車床的控制核心。其主體是一臺計算機（包 括CPU 、存儲器、CRT 等）。 ③ 伺服驅動系統伺服驅動系統是數控車床切削工作的動力部分，主要實現主 運動和進給運動。它由伺服驅動電路和驅動裝置組成，驅動裝置主要有主軸電動機、進給系統的步進電動機或交、直流伺服電動機等。 ④ 輔助裝置輔助裝置是指數控車床的一些配套部件

17、，包括液壓、氣動裝置及冷卻系統、潤滑系統和排裝置等。 盤類等回轉體零件。數控車床的伺服系統按其功能可分為：進給伺服系統和主軸伺服系統。主軸伺服系統用于控制車床主軸的轉動。進給伺服系統是以車床的床鞍和中托板的位置和速度做完控制量的自動控制系統，通常有賜福驅動裝置、伺服電動機、機械傳動機構等部件組成。它的作用是:接受數控裝置發(fā)出的進給速度和位移指令信號，由伺服驅動裝置作一定的轉換和放大后，經伺服電動機和機械傳動機構，驅動車床的床鞍和中托板實現工作進給或快速運動。 （2）數控車床對進給系統的基本要求 進給傳動系統的精度、靈敏度、穩(wěn)定性直接影響了數控車床的定位精度和輪廓加工精度。

18、從系統控制的角度分析，其中起決定作用的因素主要有:①傳動系統的剛度和慣量，它直接影響進給系統的穩(wěn)定性和靈敏度。 ② 傳動部件的精度與傳動系統的非線性，它直接影響系統的位置精度和輪廓加工精度。在閉環(huán)系統中還影響系統的穩(wěn)定性。 傳動系統的剛度和慣量主要決定于機械結構設計，而傳動系統的間隙，摩擦死區(qū)則是造成傳動系統的非線性的主要原因。因此，數控車床對機械傳動系統的要求可以概括如下： ① 提高傳動部件的剛度 一般般來說，數控車床的直線運動的定位精度和分辨率都要達到微米級，回轉運動的定位精度和分辨率都要達到角秒級，伺服電動機的驅動轉矩（特別是啟動，制動時的力矩）也很大。如果傳動部件的

19、剛度不如，必然會使傳動部件產生彈性變形，影響系統的定位精度，動態(tài)穩(wěn)定和響應的快速性，加大滾珠絲杠的直徑、對絲杠螺母副支、承部件進行預緊、對絲杠進行預拉伸等，都是提高傳動系統剛度的有效措施。 ② 減小傳動部件的慣量 在驅動電機一定時，傳動部件的慣量直接決定了進給系統的加速度，他是影響進給系統的快速性的主要因素。特別是高速加工的數控機床上，由于對進給系統的加速度要求高，因此，在滿足系統強度和剛度的前提下，應盡可能的減小零部件的重量、直徑、以降低慣量，提高快速性。 ③ 減小傳動部件的間隙 在開環(huán)、半閉環(huán)進給系統中，傳動部件的間隙直接影響進給系統的定位精度：在閉環(huán)系統中它是系統的主

20、要非線性環(huán)節(jié)，影響系統的穩(wěn)定性，因此，必須采取措施消除傳動系統的間隙。常采用的是消除傳動部件間隙的措施是對齒輪副絲杠螺母、副聯軸器、蝸輪蝸桿以及支承部件進行預緊或消隙。但是，值得注意的是，采取這些措施后可能會增加摩擦阻力及降低機械部件的使用壽命，必須綜合考慮各種好因素，使間隙減小到允許范圍。 ④ 減小系統的摩擦阻力 進給系統的摩擦阻力一方面會降低傳動效率、產生發(fā)熱，而且，它還直接影響系統的快速性，此外，由于摩擦力的存在，動、靜摩擦因素的變化，將導致傳動部件的彈性變形，產生非線性的摩擦死區(qū)，影響系統的定位精度和閉環(huán)系統的動態(tài)穩(wěn)定性。采用滾珠絲杠螺母副、靜壓絲杠螺母副、直線滾動導軌、靜壓導

21、軌和塑料導軌等等高效執(zhí)行部件，以減少系統的摩擦阻力，提高運動精度，避免低速爬行。 1.2 問題的提出 針對老式車床存在加工精度不易保證，產品升級換代慢，操作不方便等主要缺點，我們提出以數控的方式對車床的進給系統進行重新設計。 由于現在數控技術應用已經非常廣泛，成熟的產品也很多，我們的設計主要是結合本單位的實際情況，考慮到西門子質量最好，使用壽命長。性能穩(wěn)定，售后服務好，所以決定采用西門子的系統。 1 兩向進給采用滾珠絲杠驅動床鞍和中托板，兩向進給速度不高于10m/min； 2 絲杠采用伺服電機通過同步帶，同步輪機構驅動，要求力矩放大； 3 兩向絲杠輸出扭矩X向8N

22、m；Z向10Nm。 第二章 傳動系統的總體設計 傳動系統的總體上采用伺服電機作為原動機，從伺服電機輸出的動力經過同步帶和同步輪降速增扭后傳到滾珠絲杠副，再經過滾珠絲杠副上的螺母傳遞給刀架進行切削，整個傳動系統結構緊湊、輕巧，傳動準確，易于控制，能夠達到設計所提出的要求。由于滾珠絲杠副的軸向力不是很大，徑向基本沒有外加載荷，為提高經濟性，降低成本，減少加工量，擬采用一端固定，一端游動的安裝方式。傳動裝置的簡圖如下: 圖2-1 數控車床Z 軸進給傳動系統設計簡圖 1 主傳動系統 數控車床主運動要求速度在一定

23、范圍內可調、有足夠的驅動功率，主軸回轉軸心線的位置準確穩(wěn)定、并有足夠的剛性與抗振性。 2 進給傳動系統 數控車床進給系統是用數字控制X 、Z 坐標軸的直接對象，工件最后的尺寸精度和輪廓精度都直接受進給運動的傳動精度、靈敏度和穩(wěn)定性的影響，為此，數控車床的進給傳動系統應充分注意減少摩擦力，提高傳動精度和剛度，消除傳動間隙以及減少運動件的慣量等。數控車床X 軸進給傳動系統設計簡圖如圖2-1所示。 第三章 滾珠絲杠副的設計 X軸滾珠絲杠副的參數計算 由設計所給的條件： 工作臺的重量W = 58.8N 工作臺的最大行程h = 220mm 工作臺導軌的摩

24、擦系數：動摩擦系數林μ＝0 . 1 靜摩擦系數從，μ= 0 . 2 快速進給速度Vmax = 10m/min 定位精度20μm／300mm全行程25μm 重復定位精度10μm 其它狀況見表3 -1 3-1 各種切削狀況下的性能參數 切削方式 縱向切削力 P (N) 垂向切削力 P(N) 進給速度 V(m/min) 工作時間 百分比 強力切削 2000 1200 0.6 10 一般切削 1000 500 0.8 30 精切削 500 200

25、 1 50 快速進給 0 0 10 10 3.1 確定滾珠絲杠副的導程 由傳動關系，工作臺最高移動速度Vmaxd電機最高轉速nmax傳動比i等確定Ph Ph= 其中Vmaxd=10m/min,nmax=300r/min,選擇傳動比是考慮到同步輪包角不能過小，并且傳動系統的整體尺寸不能過大，故取傳動比為0.8，所以 Ph=10*1000/（3000*0.8）=4.17min/r 導程已經標準化，取偏大一點的標準值，即取Ph=5

26、mm/r。 3.2 滾珠絲杠副的載荷及轉速計算 3.2.1 最小載荷Fmin 機器空載時滾珠絲杠副的傳動力，如工作臺重量引起的摩擦力。機器空載時滾珠絲杠副的傳動力，主要由于工作臺及其上的電機的重量引起的摩擦力。 Fmin=fw=0.2*30*9.8=58.8N 3.2.2 最大載荷Fmax 選擇機器承受最大負荷時滾珠絲杠副的傳動鏈。機床切削時，切削力滾珠絲杠軸向的分力與導軌摩擦力之和即為Fmax（這時導軌摩擦力是由工作臺、文件、夾具三者總的重量以及切削力在垂直導軌方向的分量共同引起）。 表3-2 車床常用切數削狀況及參數 切削

27、方式 縱向切削力Pxi 垂向切削力Pzi（N） 進給速度Vi m/min 工作時間百分比 絲杠軸向載荷(N) 絲杠轉速r/min 強力 切削 2000 1200 0.6 10 2920 60 一般 切削 1000 500 0.8 30 1850 80 精切削 500 200 1 50 1320 100 快速 進給 0 0 15 10 800 1500 3.2.3 滾珠絲杠副的當量轉速nm及當量載荷Fm 滾珠絲杠副在n1，n2，n3，……nn各種轉速下，各轉速工作時間占總時間的百分比分別

28、為t1%，t2%，t3%……tn%，所受荷載分別是F1，F2，F3……Fn。 Nm= n1+ n2+……nn 各種切削方式下，絲杠轉速 ni= 其中 ni：絲杠轉速 r/min Vi：進給速度 m/min 。 查上表得 V1=0.6 V2=0.8 V3=1， V4=15 帶入上式 n1=60, n2=80， n3=100，n4=1500 各種切削方式下，絲杠軸向載荷 Fi= Pzi+（W+ Pxi） Fi：絲杠軸向載荷 N Pxi：縱切削力 N Pzi：垂

29、向切削力 N 查表得 Px1=2000N Px2=1850N Px3=500N Px4=0N Pz1=1200N Pz2=500N Pz3=200N Pz4=0N W =294N 帶入得 F1=1658.8N F2=758.8N F3=358.8N F4=58.8N 當量轉速 Nm=60*+80*+100*+150

30、0*=230r/min 當量載荷 =608.5N 3.3 確定預期額定動載荷 按滾珠絲杠副的預期工作時間（小時）計算： Cam= ==7668.1N 3.3.1 按滾珠絲杠副的預期運行距離（千米）計算： = 式中 Lh——預期工作時間（小時）見表，取20000小時 Ls——預期運行距離（千米）一般取250KM fa——

31、精度系數，根據初定的精度等級(見表3-4）選 滾珠絲杠副選三級精度 fc——可靠性系數。一般情況下，fc=1在重要場合，要求一組同樣滾珠絲杠副在同樣條件下使用壽命超過希望壽命的90%以上時選 fw——負荷系數。根據負荷性質表3-5。 表3-3 各類機械預期工作時間Lh 機械類型 Lh（小時） 普通機械 5000~10000 數控機床 20000 精密機床 20000 測試機床 15000 航空機械 1000 Lh=250（天）*16（時）*10（年）*0.5（開機率） 表3-4 精度等級數控機fa 精度等級 1,2,3, 4,5,6

32、7 10 fa 1.0 0.9 0.7 表3-5 可靠性系數fc 可靠性% 90 95 93 97 98 99 Fc 1 0.62 0.53 0.44 0.33 0.21 表3-6 負荷性質系數fw 負荷性質 無沖擊（很平穩(wěn)） 輕微沖擊 拌有沖擊或振動 fw 1~1.2 1.2~1.5 1.5~2 3.3.2 有預加負荷的滾珠絲杠副還需按最大軸向負荷Fmax計算； Cam=feFmax=4.5*1658.8=7464.6N 選用中預載。 式中;fe——預加負荷系數（見表3-7）

33、 表3-7 預加載荷系數fe 預加載荷類型 輕預載 中預載 重預載 fe 6.7 4.5 3.4 以上三種結果比較后取其最大值即為滾珠絲杠副的Cam=7668.1N 3.4 確定允許的最小螺紋底徑d2m 估算滾珠絲杠的最大允許軸向變形量δm 一般情況下，影響死區(qū)間隙的主要因素按影響程度自大到小排列順序是： a. 滾珠絲杠本身的拉壓剛度Ks； b. 支撐軸承的軸向剛度Kb； c. 滾珠絲杠副中滾珠與滾道德接觸剛度Kc； d. 折合到滾珠絲杠副上的伺服系統的剛度KR； e. 聯軸節(jié)的剛度Kt； f. 滾珠絲杠

34、副的扭轉剛度Kk； g. 螺母座、軸承座的剛度Kh。 其中前三項是最主要的，而Ks又占總量的（1/3~1/2）。所以一般情況下可按下式精心進行計算： 機械裝置中移動部件處在不同位置時系統的剛度K是不同的，剛度最小處用Kmin表示。當滾珠絲杠副軸向有工作載荷作用時，傳動系統中便產生彈性變形δ，且δ=F/K。從而影響了系統的傳動精度，而Kmin處系統受影響最大。 機床或機械裝置的伺服系統精度大多在空載下檢驗?？蛰d時作用在滾珠絲杠副上的最大軸向工作載荷是靜摩擦力F0。移動部件在Kmin處起動和返回時，由于方向變化將產生誤差2 F0/Kmin（又稱摩擦死區(qū)誤差）。它是影響重復

35、定位精度的最主要因素。一般占重復定位精度的（1/2~1/3）。所以規(guī)定滾珠絲杠副允許的最大軸向變形： δm. 重復定位精度 定位精度 影響定位精度最主要的因素是滾珠絲杠副的精度，其次是滾珠絲杠本身的拉壓彈性變形（因這種彈性變形隨滾珠絲螺母在絲杠上的位置變化而變化）。以及滾珠絲杠副摩擦力矩的變化......等。一般估算是定位精度。以上兩種方法算出的小值取為δm（單位）。 查表得重復定位精度10，定位精度25 可以求得δm=3 δm=6 取兩種結果較小值δm=3 估算最小螺紋底徑 滾珠絲杠副安裝方式為一端

36、固定，一端游動時 =13.4 式中 E——楊氏彈性模量2.1×105N/mm2； δm——估算滾珠絲杠副最大允許軸向變形量（m）； F0——導軌靜摩擦力（N）。F0=0W（0為靜摩擦系數）； L——滾珠螺母至滾珠絲杠固定端支承的最大距離（mm）。 L行程+安全行程+余程+螺母長度的一半+支承長度的一半 =行程+（2~4）Ph+4Ph+(4~6)Ph+(1/20~1/10)行程 （1.05~1.1）行程+（10~14）Ph

37、 L=1.1*220+12*5=302mm 3.5 確定滾珠絲杠副規(guī)格代號 根據傳動方式及使用情況，按照樣本可以確定滾珠螺母型式。按照已估算出的Ph、Cam在樣本中查出絲杠底徑d2，額定動載荷Ca應注意到d2≥d2m，Ca≥Cam但不宜過大，否則會使?jié)L珠絲杠副的轉動慣量偏大，結構尺寸也偏大。接著再確定公稱直徑。循環(huán)周數，滾珠螺母的規(guī)格代號及有關的安裝連接尺寸。綜上所述，查表（3-8）和表（3-9）后選用FFZL2005-3型內循環(huán)螺紋預緊螺母式滾珠絲杠副。 表3-8 滾珠絲杠副的主要參數 規(guī)格代號 公稱直徑Do 公

38、稱導程Pho 剛球直徑dw 絲杠底徑d2 循環(huán)次數 絲杠外徑d1 基本額定載荷 剛度KC N/ 靜載荷Coa 動載荷Ca FFZD200 5-3 20 5 3.5 16.9 3 19.5 9.1 18.3 536 表3-9 滾珠絲杠副的主要安裝尺寸 螺母安裝連接尺寸 規(guī)格代號 D D2 L2 D3 B D4 D5 D6 D7 M D8 36 36 10 62 11 48 5.8 10 20 M6 25 FFZD200 5-3 3.6 確定滾珠絲杠副預緊力 當選擇預緊螺母形

39、式的滾珠絲杠副時需定預緊力Fp。 Fp=Fmax=*1658.8=552.9N 3.7 確定滾珠絲杠副支承所用的軸承規(guī)格型號 a.計算軸承所受的最大軸向載荷FBmax,FBmax= Fmax=1658.8N b.按滾珠絲杠副支承的要求選擇軸承的型號。由于滾珠絲杠副承受的載荷既有軸向的， 又有徑向的，因而選用角接觸球軸承。 c.確定軸承內徑：為便于絲杠加工，軸承內徑最好不大于滾珠絲杠的大徑。在選用內循環(huán)滾珠絲杠副是必須有一端軸承內徑略小于絲杠底徑d2。其次軸承樣本上規(guī)定的預緊力應大于軸承承受最大載荷FBmax的1/3。差軸承

40、手冊，固定端取軸承內徑為17mm，選用70003AC型軸承。游動端取軸內徑17mm，采用60003深溝球軸承。 3.8 軸承的簡化計算 由于軸系中一端對稱安裝同型號的角接觸軸承，軸系處于三支點靜不動狀態(tài)，可簡化為：將同一支點成對安裝的軸承視為一個整體，并認為支反力作用點位于兩軸承中點處，這一軸承組所受的載荷Fn等于軸向外載，徑向基本額定靜載荷Cor2及徑向基本額定動載荷Cr2可按下式計算： Cor2=2Cor， Cr2=1.625Cr 式中 Cor——單個軸承的徑向基本額定靜載荷； Cr——單個軸承的徑向基本額定動載荷。 查手冊7003AC的C

41、or=8.9KN Cr=13.1KN 帶入得 Cor2=19.8KN Cr2=21.3KN 由于之軸承承受的徑向載荷Fr很小，查表e=0.68 查表 X=0.67，Y=1.14 P=XFr+YFa=0.67*60+1.14*608.5=734N 查表 fp=1.5，ft=1，Lh=20000 帶入得 Cr=7.2KN

42、余程表 公稱導程 4 5 6 8 10 12 16 20 余程（Le） 16 20 24 32 40 42 50 60 3.9.1 滾珠絲杠副的螺紋長度 Le查余程表3-8，Le=20mm， Lu=行程+螺母長度=220+83=303mm 滾珠絲杠副的螺紋長度 Ls= Lu+2 Le=343mm 3.9.2 固定支承與游動支承距離 L1=373mm 3.9.3 絲杠全長

43、L =502mm 3.9.4 行程起點離固定支承距離 Lo25mm 滾珠絲杠副工作圖見附圖一：X向滾珠絲杠副。 滾珠絲杠副螺母不應該承受徑向載荷及顛覆力矩，應使作用在螺母上的軸向通過絲杠軸心。可以用螺母的外圓柱面及法蘭凸緣的內側做安裝基準，同時要求螺母座孔與絲杠軸承孔同心。螺母座孔端面與螺母座孔軸線垂直。當所受載荷沖擊力不大時，可僅用螺母法蘭凸緣的內側面作安裝基準面，這時就保證螺母座面與導軌垂直，裝配時應找螺母外圓與絲杠支承軸承孔同心。 設計螺母座，軸承座及緊固螺釘時要注意保證足夠的剛性。在承載方向設計加強筋。 滾珠絲杠副螺母不

44、應該承受徑向載荷及顛覆力矩，應使作用在螺母上的軸向力通過絲杠軸心?？梢杂寐菽傅耐鈭A柱面及法蘭凸緣的內側做安裝基準，同時要求螺母座孔與絲杠軸承同心。螺母座孔端面與螺母孔軸線垂直。當所受載荷沖擊力不大時，可僅用螺母法蘭凸緣的內側面作安裝基準面，這時就保證螺母座面與導軌垂直，裝配時應找螺母外圓與絲杠支承軸承孔同心。 設計螺母座，軸承座及緊固及緊固螺釘時要注意保證足夠的剛性。在承載方向設計加 強筋。 由工作圖確定滾珠絲杠的長度尺寸。 3.10 滾珠絲杠副的安全使用 滾珠絲杠副使用時要注意以下事項： 3.10.1 潤滑 為使?jié)L珠絲杠副能充分發(fā)揮機能，采用GB7324

45、-94 2#鋰基潤滑脂。 3.10.2 使用 滾珠絲杠副使用時要注意以下事項： 1 滾珠螺母應在有效行程內運動，以避免螺母越程脫離絲杠軸而使?jié)L珠脫落。 2 滾珠絲杠副轉動效率高，不能自鎖。 3.10.3 安裝 滾珠絲杠副在安裝時應注意以下事項： 1 滾珠絲杠副僅用于承受軸向負荷。徑向力、彎矩會使?jié)L珠絲杠副產生附加表面接觸應力等不良負荷，從而可能造成絲杠的永久性損壞。因此，滾珠絲杠副安裝到機床上時，應注意： （1）絲杠的軸線必須和與之配套導軌的軸線平行，機床上的兩端軸承座與螺母座必須三點成一線 （2）安裝螺母時，盡量靠近支撐軸承 （3）同樣安裝支撐軸

46、承時，盡量靠近螺母安裝部位。 2 滾珠絲杠副安裝到機床上時，盡量不要把螺母從絲杠上卸下來。如必須卸下來時，要使用輔助套，否則裝卸時滾珠有可能脫落。螺母裝卸時應注意以下幾點： （1）輔助套的外徑應小于絲杠底徑0.1~0.2mm （2）輔助套在使用中必須靠緊絲杠螺紋軸肩 （3）裝卸時，不可使用大力以免螺母損壞 （4）裝入安裝孔時要避免撞擊和偏心。 第四章 車床進給伺服電動機的選擇 4.1 電機的選擇 表4-1 進給用伺服電機的常用型號及其參數 額定轉速 靜轉矩 額定轉矩 常用型

47、號 極數 重量 N/min Nm Nm Kg 3000 2.5 2.6 1FK7042-5AF71-1 8 4.8 3000 5.0 4.7 1FK7060-5AF71-1 8 8 3000 9.1 7.3 1FK7063-5AF71-1 8 12 3000 6.6 6.8 1FK7080-5AF71-1 8 11.3 3000 13.3 10.5 1FK7083-5AF71-1 8 16 3000 15.0 12.0 1FK7100-5AF71-1 8 18.9 3000 22.4 15.5

48、1FK7101-5AF71-1 8 25 3000 30.0 14.0 1FK7103-5AF71-1 8 29 4.2 作用在絲杠副上各種轉矩的計算 外加載荷產生的摩擦力矩TF（Nm） 式中 Ph滾珠絲杠副的導程 未預緊的滾珠絲杠副效率 1、2、3級精度的絲杠取=0.9；4級取=0.85 F-作用在滾珠絲杠上的外加軸向載荷的最大值。 4.3 負荷轉動慣量JL（kg）及傳動系統轉動慣量 J = Jm+JL 式中 ——各旋轉件的轉動慣量（kg）和轉速（r/min） mj，Vj—

49、—各直線運動件的質量（Kg）和速度（m/min） Jm，nm——電機的轉動慣量（kg）和轉速（r/min） JL=0.02kg J=JL+Jm=3.7+0.02+15.1=18.82kg 4.4 加速轉矩Ta和最大加速轉矩Tam 當電機轉速從n1升到n2時： =26.26Nmm 當電機從靜止升速至nmax 式中 n——電機轉速（r/min） nmax——電機最高轉速（r/min） ta——加速時間（s） ta（3~4）tm或者按性能要求自行規(guī)定 Tm——電機時間常數

50、，查表確定 4.5 電機的最大啟動轉矩Tr(Nm) Tr=Tam+(TF+Ta)i+Te 式中 i——電機到滾珠絲杠副的傳動比 Tr=3939.7+（1467.45+26.26）*1.25=5806.8Nmm 4.6 電機連續(xù)工作的最大轉矩 機械在最大載荷下連續(xù)均勻運轉時的電機轉矩TM（Nm） TM=（TF+Ta）i=（1467.45+26.26）*1.25=1867.1Nmm 4.7 按照樣本選用電機時要主要事項 a.慣量匹配，電機的轉動慣量應滿足 b. 驗算電機最大轉矩 c. 驗算電機的額定轉矩且Tm在電機的連續(xù)工作區(qū)間 綜合考慮上述三點

51、決定選取 額定轉速 靜轉矩 額定轉矩 常用型號 極數 重量 n/min Nm Nm kg 3000 9.1 7.3 1FK7 063-5AF71-1 8 12 完全符合各項技術要求。 第五章 傳動系統剛度和強度的計算 K傳動系統的剛度 Ks滾珠絲杠副本身的拉壓剛度。計算見下面說明 Kb支撐軸承的軸向剛度。可查軸承樣本及有關資料。 Kc滾珠絲杠副中滾珠與滾道德接觸剛度可查樣本。 Kr折合到滾珠絲杠副上的伺服系統的剛度，一般可忽略不計，精度計算時按 其中 有關數據可查伺服電機樣本。 K滾珠絲杠副中螺母

52、體剛度。一般可忽略不計。 Kt折合到滾珠絲杠副上的聯軸節(jié)的剛度。一般可忽略不計。 Kh螺母座、軸承座的剛度。一般可忽略不計。 滾珠絲杠副的扭轉剛度，一般可忽略不計。 所以，一般校核計算時用 5.1 計算Ks，當絲杠支承形式為一端固定，一端游動時 當a=L1（滾珠螺母至固定支承的最大距離）時，絲杠抗壓剛度最小 Ksmin=1.65 當a= L0（靠固定端的行程起點處）時，絲杠抗壓剛度最大 5.2 計算Kb（N/） a. 未預緊軸承的剛度KB與一對預緊軸承組合的剛度KB0可以從樣本中查到，也可按表中公式近似計算。 表5-1 計算KB

53、與KBO 軸承類型 KB KBO 角接觸球軸承6000型 推力球軸承8000型 圓錐滾子軸承7000型 推力圓柱滾子軸承9000型 表中： ——軸承接觸角（deg） dq——滾動體直徑（mm） Lr——滾子的有效長度（mm） Z——滾動體個數 Fa——軸向工作載荷（N） 對于角接觸球軸承 b. 滾珠絲杠副支承軸承的剛度Kb 對于一端固定一端游動的安裝，固定端預緊時Kb=KBO 5.3. 計算Kc的值 對不預緊的滾珠絲杠副，軸向工作載荷為F（N） Kc=Kc 式中 Kc——查樣本上的剛度（

54、N/m），查樣本為536N/m Ca——額定動載荷KN，查樣本為9.1KN 剛度驗算及精度選擇 Kmin=54.1N/m Kmax=73.6N/m 已知 5.4 驗算傳動系統的剛度 N/m Kmin=54.1>9.41 傳動系統剛度變化引起的定位誤差 N/m 5.5 確定定位精度 V300p：任意300內的行程變動量對于半閉壞系統而言， V300p0.8*定位精度 定位精度為20m/300 V300p=12m<15.976m 5.6 滾珠絲杠強度的計算

55、 滾珠絲杠和軸類似，其強度校核可按軸類零件進行。由于滾珠絲杠只受扭矩，不受彎矩也不受徑向載荷，其受見圖如下： []—許用應力（N/） —滾珠絲杠螺紋底經（mm）。 滾珠絲杠材料GCr15的屈服強度=480～500MPa, []=（0.2～0.33） 代入得 []=96N/ 代入得 d=5<17 強度完全合格。 5.7確定滾珠絲杠副的規(guī)格代碼 已確定的型號：FFZD2005-3 公稱直徑：20 導程：5 螺紋長度：348 絲杠全長：5.

56、2 P類3級精度 FFZD2004-P3/5.2×348 5.8驗算零界轉速（避免高速運轉時產生共振） nc=f× nc:臨界轉速n/min f:與支承形式有關的系數 d2:絲杠底經 Lc2:臨界轉速計算長度mm 由表5-2得f=15.1 表5-2 常用支承方式及其參數 支承方式 K2 f 一端固定一端自由 0.25 1.875 3.4 一端固定一端游動 2 3.927 15.1 二端支承 1 3.142 9.7 二端固定 4 4.730 21.9 由樣本得=16.9mm Lc=L1

57、-L0=348mm 代入得 nc=21072>=3000 第六章 同步帶和同步輪的設計與選擇 6.1 同步帶傳動的特點和分類 與其他撓性傳動相比，同步帶傳動的特點是: a 由于是嚙合傳動，故傳動比較準確，工作時無滑動。 b 傳動效率高，可達=98%。 c 傳動平穩(wěn)，能吸振，噪音小。 d 傳動比可達10，且?guī)л喼睆奖萔帶小很多，結構緊湊，高速達50m/s，傳動功率達300KW。e 維護保養(yǎng)方便，能在高溫、灰塵、水及腐蝕介質中工作，不需潤滑。 f 安裝要求高，對兩帶輪軸線平行度及中心距要求嚴格，以防止發(fā)生

58、干涉，跳齒，爬齒等現象。 g 帶與帶輪制造工藝復雜。 同步帶傳動按用途可分為：一般工業(yè)用同步帶傳動，齒形呈梯形，主要用于各種中小功率機械；以及高轉矩同步帶傳動，齒形為圓弧形，主要用于重型機械傳動，上訴梯形齒已有ISO及我國的型號，尺寸標準，而圓弧齒也有各國企業(yè)的型號、尺寸標準。 同步帶傳動除保持了帶傳動的優(yōu)點外，還具有以下顯著特點： ① 由于它是一種嚙合傳動，因而帶與帶輪間不存在相對滑動從而使主、從動輪的傳動達到同步； ② 傳動效率高，可達到98%~99%，居帶傳動之首； ③ 帶齒與輪齒之間齒側間隙很小，嚴格同步，傳動比準確，角速度恒定，故可用于精密傳動； ④ 帶的張緊

59、力很小，因而軸上壓力很小，軸承使用壽命可得到延長； ⑤ 結構緊湊，還適宜多軸傳動； ⑥ 傳動功率范圍大； ⑦ 傳動比為1:10，線速度可達10m/s。、 6.2 圓弧齒同步帶和同步輪的特點 圓弧齒同步帶傳動又稱高扭矩帶傳動（HTD）。與梯形齒同步帶傳動相比，除一般同步帶傳動的優(yōu)點外，更突出的特點是： 承載能力大大提高；較梯形齒同步帶傳動高120~200%； （1） 降低了振動和噪音； （2） 減輕了帶齒工作面的磨損； （3） 傳動效率得到提高； （4） 傳動更為平穩(wěn)，適于更高轉速的傳動。 所以決定在進給系統中采用圓弧齒面的同步帶傳動。 6.3 同步

60、帶及同步輪的設計與選擇 1 計算設計功率Pd KA——工作情況系數。查表取1.5，P為帶傳遞的功率P=2.85KW 2 帶型 根據n1和Pd查圖：選擇5M型。 傳動比i前面已經給出為i=1.25 3 帶輪設計 帶輪齒數：小帶輪齒數Z1=32、大帶輪齒數Z2=40 帶輪節(jié)圓直徑：小帶輪節(jié)圓直徑d1=50.93mm、大帶輪節(jié)圓直徑d2=63.66mm； 帶輪外徑：小帶輪外徑do1=49.79mm、大帶輪外徑do2=62.52mm。 初選節(jié)線長度 式中ao為兩同步輪的中心距，初選為70mm =320

61、.48mm 查表后，考慮到結構的緊湊，選Lo=320mm 帶齒數64中心距查表為69.7mm 其可調范圍+0.76~-1.27mm，帶長系數K1=0.9 嚙合齒數系數Kz=1 查表得bso=9mm 取bs=20mm 式中Po為電機的額定功率Pd為同步帶傳送的名義功率 帶寬系數 帶輪寬度bf=21.3mm =25mm 壓軸力Q=KF(F1+F2) 其中F1為緊邊張力F1=1250Pd/V=1250*4.56/3=1900.8N F2為松邊張力F2=250Pd/V=250*4.56/3=380.2N Q=0.77KF(F1+F2)=0.77*1*(1900.8+380

62、.2)=2281N 小輪包角 6.4 X軸張緊聯結套的選用 由于電機的輸出軸直徑為24mm,滾珠絲杠與同步輪配合處的直徑為20mm.選用型張緊套其參數如下 表6-1 Z1型張緊套的各項參數 基本尺寸（mm） 當P=100N/mm時的額定負荷 重量（kg） d D L I 軸向力（KN） 扭矩（KNm） 32 36 6.3 5.3 6.4 0.10 0.01 40 45 9.9 0.20 0.02 結 論 本論文設計的這套數控車床進給系統，主要參閱了CA6140型普通

63、車床，仔細分析這種型號的車床在使用過程中的利與弊，虛心向老車工師傅請教，經過兩人的認真分析，多方面收集相關資料，不斷修改，得出這樣的結果：這項設計的主要優(yōu)點在于結構緊湊、傳動準確、可靠性高、成本低廉，既可作為新產品進行生產，也可用于普通車床的數控改造，實用性較強。經過工廠的工程技術人員的論證，基本達到了設計要求，但由于時間倉促，還沒有在實踐中應用，等待試用后的進一步完善。 致 謝 作為一個大專生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，在這里衷心感謝指導老師的督促指導，以及一起學習的同學們的支持，讓我按

64、時完成了這次畢業(yè)設計。由于我水平有限，設計中許多地方還不是很了解，在設計過程中不斷虛心請教。得到沈陽工程學院機械系多位老師的指點，同時我也查閱了許多的資料，使我獲益匪淺，增強了對今后從事機械行業(yè)的信心，在此向各位曾經幫助我們完成設計任務的各位老師表示衷心的感謝。 同時也感謝沈陽工程學院機械系給我這樣一個難得的鍛煉機會，使我既可以檢驗一下自己這年兩的學習情況，又可以讓我在實踐中得到鍛煉，及時發(fā)現自己的缺點和不足，在那些方面需要繼續(xù)努力加強和提高，爭取早日做一名合格的工程技術工人，我們決心以積極向上的工作態(tài)度，實事求是的工作作風在以后的工作中做出好的成績，以自己的實際行動來報答這三年的教育

65、，決不辜負各位老師和學校的厚望。 參考文獻 [1] 戴曙.金屬切削機床.北京：機械工業(yè)出版社，2001 [2] 揚老記主編.AutoCAD2004工程制圖實用教程.北京：機械工業(yè)出版社，2004 吳浩烈主編. 電機及電力拖動基礎. 重慶：重慶大學出版社，2004 李洪主編. 實用機床手冊. 沈陽：遼寧科學技術出版社，1999 于超.楊玉海.郭鍵業(yè).機床數控技術與編程.沈陽： 沈陽航空工業(yè)學院，2006 西北工業(yè)大學工程制圖教研室編.畫法幾何及機械制圖. 陜西科學技術出版社,1998 修訂版

66、 機床設計手冊編寫組 . 機床設計手冊 . 第2冊 .零件設計.北京：機械工業(yè)出版社，1986 成大先主編.機械設計手冊.第5卷.北京：化學工業(yè)出版社，2002 孫恒 .陳作摸 .機械原理. 第六版.北京：高等教育出版社，2001 徐豳.機械設計手冊.第3卷 .北京：機械工業(yè)出版社，1991 于永泗.機械工程材料.大連理工大學出版社，2003 張代東.機械工程材料應用基礎.北京：機械工業(yè)出版社，2001 王少懷主編 .機械設計師手冊（中冊）.北京 :電子工業(yè)出版社，2006 吳宗澤 .機械零件設計手冊 .北京；機械工業(yè)出版社，2003 [15] C.-H Lan.T.-.S.Lan . A combinatorial manufacturing resource planning model for long-term CNC machining industry. In J Adv Manuf Technol(2005) 26: 1157–1162 [16] Yi-Hong Long & Wei Wu& Zu-De Zhou. Self-a