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1、贵州大学本科课程设计论文 第 1 页第一章前 言工作台是机床上必不可少的部件，工作台的自动化能大大减轻劳动强度，提高劳动生产率。数控工作台设计在生产实践中还有很多现实意义和经济效益。随着经济的发展，机械行业的许多普通机床和闲置设备，经过数控改造以后，不但可以提高加工精度和劳动生产率，而且能有效的适应多品种，小批量的市场经济的需要，使之更有效的发挥经济效益和社会效益。X-Y 数控工作台是许多机电一体化设备的基本部件，如数控车床的纵-横向进刀机构、数控铣床和数控钻床的 X-Y 工作台、激光加工设备的工作台、电子元件表面贴装设备等。因此，选择 X-Y 数控工作台作为机电综合课程设计的内容，具有普遍意
2、义。贵州大学本科课程设计论文 第 2 页第二章总体方案的确定2. 1 机械系统部件的选择2.1.1 导轨副的选用常用的导轨副有滑动导轨、滚动导轨。下面我们大概对滑动导轨、滚动导轨进行一下对比如下表所示。电机优点缺点应用场合 滑动 导轨结构简单，制造、 检验和维修方便导向精度不高普通机床滚动 导轨刚度高、精度高、 摩擦系数小、运 动灵活抗震性差、接 触应力大精密机床、 测量仪器要设计的数控铣床作台，需要承受的载荷不大，而且脉冲当量小，定位精度不高，因此选用直线滑动矩形导轨副，它具有结构简单，制造、检验和维修方便，导轨面较宽，承载能力大，刚度高等特点。2.1.2 丝杠螺母副的选用本次课程设计所要求
3、设计的是简单的经济型 x-y 数控工作台，可用于数控钻床上，提高工作效率和减轻劳动强度。在设计要求中，工作台尺寸并不大，切削力小，重复定位精度也不高。工作台行程也比较小，经比较传动部分选滚珠丝杠螺母传动更有利于结构的紧凑性。2. 2 控制系统的选择控制系统由微机部分、I/O 接口、步进电机、脉冲分配器、功率放大器电路及光电隔离电路等组成。设计的 X-Y 工作台准备用在数控铣床上，其控制系统应该具有单坐标定位、两坐标直线插补与圆弧插补的基本功能，所以控制系统应该设计成连续控制型。贵州大学本科课程设计论文 第 3 页2. 3 总体方案的拟定考虑到定位精度要求不高和经济性的原因，以及目前国内外很多机
4、床厂生产的此类机床均采了开环控并制取得了很好的效果，因此本次设计采用开环控制系统，机械传动部件采用滚珠丝杠传动, 结构简单工作可靠稳定性好，选用 MCS-51-8031 单片机和相应的驱动电路对两个三相混合式步进电机进行开环控制，又由于工作负载很小，可以由步进电机直接驱动丝杠旋转而不需要中间减速装置，初步拟定总体方案如图 2-1所示：图 2-1 X-Y 工作台总体方案贵州大学本科课程设计论文 第 4 页第三章机械传动部件的计算与选型31 基本参数预置3.1.1 导轨上移动部件的重量估算重量：按重量=体积材料比重估算 （灰铸铁 HT200 的密度为 7.2g/cm3）工作台面尺寸：250mm25
5、0mm20mm 工作台重量=25mm25mm2mm7.2g/cm31010-3=90N。上导轨座（连电机）重量：600N负载重量:G=500N；X-Y 工作台运动部分的总重量 G 约为：1200N3.1.2 铣削力的计算设零件的加工方式为立式铣削，采用硬质合金立铣刀，工件的材料为碳素钢。则由表 2-1得立铣时的铣削力计算公式为：】【2ZnadfaFpzec13. 00 . 173. 0-75. 085. 0118其中：侧吃刀量=15mm，每齿进给量=0.1mm/Z，铣刀直径 d =15mm，铣刀转速eazfn=300r/min，铣刀齿数 Z=3，背吃刀量=8mm。pa直接带入计算得：=1463
6、NcF采用立铣刀进行圆柱铣削时，各铣削力之间的比值可查表 2-1得出，考虑逆铣】【3时的情况，可估算三个方向的铣削力分别为：=1609.3N；=624.34N；=365.75N。1.1fcFF0.38ecFF0.25fncFF现考虑立铣，则工作台受到垂直方向的铣削力，受到水平方向的铣削力zeFF分别为纵向铣削力（丝杠轴线方向） ，径向铣削力xfFFyfnFF贵州大学本科课程设计论文 第 5 页32 滚珠丝杠副设计计算及其型号与直径的选择滚珠丝杠的选择包括其精度选择、尺寸规格(包括导程与公程直径)、支承方式等几个方面的内容。滚珠丝杠副的承载能力用额定动载荷或额定静载荷来表示,在加工中心的设计中一
7、般按额定动载荷来确定滚珠丝杠副的尺寸规格，对细长而又承受压缩载荷的滚珠丝杠作压杆稳定性核算。3.2.1 最大工作载荷的计算mF在立铣时，工作台受到进给方向的载荷（与丝杠轴线平行）为=1609.3N，受到xF横向的载荷（与丝杠轴线垂直）为=365.75N，受到垂直方向的载荷（与工作台面垂yF直）为=624.34N。zF已知移动部件的总重量 G=1200N，按矩形导轨进行计算，查表 2-9 ，取倾覆力】【2矩影响系数 K=1.1，滑动导轨上的摩擦因数。求得滚珠丝杠副的最大工作载荷15. 0为：=1.11609.3(624.34+365.75+1200)=3960.32N()mxzyFKFFFG3.
8、2.2 最大动载荷的计算QF工作台在承受最大铣削力时的最快进给速度 v=400 mm/min，初选丝杠导程ph=6mm，则此时丝杠转速=66.7r/min/hnv P滚珠丝杠副寿命的计算公式：，单位：， （其中 T 为使用寿命：601060nTL r610普通机械取 T=500010000h，数控机床及一般机电设备取 T=15000h，n 为丝杠每分钟转速）所以取滚珠丝杠的使用寿命 T=15000h，代入，得丝杠寿命系数6 060/10LnT=60.03。0L最大动载荷 FQ 的计算公式：30QWHmFL ff F贵州大学本科课程设计论文 第 6 页查表 2-4、2-8 ，取载荷系数，滚道硬度
9、为 60HRC 时，取硬度系数】【21.2Wf，1.0Hf所以滚珠丝杠副的最大动载荷=18608.05N30QWHmFL ff F3.2.3 初选型号根据计算出的最大动载荷和初选的丝杠导程，查表，选择 G 系列 4006-4 型滚珠】【4丝杠副，精度等级取 5 级，其额定动载荷为 20440N，大于，满足要求。其几何参数QF如下：3.2.4 传动效率 的计算滚珠丝杠副的传动效率很高，一般大于 90%。将滚珠丝杠副的公称直径 d0=40mm，导程 Ph=6mm，代入，得丝杠螺旋升角。根据机械原理)/(arctan0dPh73. 2的公式，丝杠螺母副的传动效率为：。tan/tan滚珠丝杠副的摩擦系
10、数，其。代入，004. 0003. 0f10tan/tan得传动效率，所以该滚珠丝杠副合格。%2 .94贵州大学本科课程设计论文 第 7 页3.2.5 丝杠工作长度滚珠丝杆副的左、右支承的中心距离约为：支承长度螺母长度余程安全行程行程2L030254 . 12 . 1L）（）行程（取0304 . 1LL行程则mm6006303004 . 1304 . 10LL行程横mm3486301204 . 1304 . 10LL行程纵33 滚珠丝杠副刚度的验算3.3.1 丝杠的支承方式及轴承的选择由于丝杠主要承受轴向力，大多采用推力轴承作支承，又因为工作台的负载不大，根据各滚珠丝杠副支承方式的特点，采用“
11、单推-单推”的支承方式作为上下两层滚珠丝杠副的支承方式，丝杠的两端各采用一个推力球轴承。轴承 名称轴承 型号公称 直径结构尺寸标记额定动 载荷数 量推力 球轴 承5120735mmd=35mm,T=18mm, D=62mm滚动轴承 51207GB/T 301199539.2KN23.3.2 刚度的验算左、右支承的中心距离约为 a=600mm；钢的弹性模量 E=2.1105MPa；滚珠直径DW=3.969mm，丝杠底径 d2=35.2mm，丝杠截面积。65.97242 .3514. 34dS22 21、丝杠的拉伸或压缩变形量 1在总变形量中的比重较大，可按下式计算：贵州大学本科课程设计论文 第
12、8 页IEMa ESaFm 221式中：Fm丝杠的最大工作载荷，单位为 Na丝杠两端支承间的距离，单位为 mmE丝杠材料的弹性模量，钢的 E=2.1105MPaS丝杠按底径 d2确定的截面积，单位为 mm2M转矩，单位为 NmmI丝杠按底径 d2确定的截面积惯性矩（） ，单位为 mm464/4 2dI忽略式中的第二项，算得丝杠在工作载荷作用下产生的拉/压变形量为mFmmESaFm0116. 065.972101 . 260032.3960512、 滚珠与螺纹滚道间的接粗变形量 2有预紧时 32210/100013. 0 ZFDFYJwm式中 DW滚珠直径，mmZ滚珠总数量，=Z圈数列数ZZ单圈
13、滚珠数，（内循环）3/0WDdZFYJ预紧力，单位 N根据公式，求得单圈滚珠数 Z=27；该型号丝杠为单螺母，滚珠的3/0WDdZ圈数列数为 42，代入公式：Z=Z圈数列数，得滚珠总数量 Z=216。丝杠预紧时，取轴向预紧力 FYJ=Fm/3=1320.11N。则由式 2-7，滚珠与螺纹滚道间的接触变形量：2mm0001. 01021611.1320969. 31032.39600013. 010100013. 032322 ZFDFYJwm因为丝杠加有预紧力，且为轴向负载的 1/3，所以实际变形量可减小贵州大学本科课程设计论文 第 9 页1/3，2=0.000035mm。3、将以上算出的和代
14、入12。m11.6401164mm. 0000035. 00116. 021总丝杠的有效行程为 300mm，由表 3-27【3】35知，5 级精度滚珠丝杠有效行程在315400mm 时，行程偏差允许达到 25m，可见丝杠刚度足够。3.3.3 压杆稳定性校核滚珠丝杠是属于受轴向力的细长杆，如果轴向负载过大，则可能产生失稳现象，应校核其压杆稳定性，失稳时的临界载荷 Fk应满足：mk kFKaEIfF22式中 Fk临界载荷，单位 Nfk丝杠支承系数，如表所示K压杆稳定安全系数，一般取 2.54，垂直安装时取小值；a滚珠丝杠两端支承间的距离，单位为 mm。查表，取 fk=1；由丝杠底径 d2=35.2
15、mm，求得截面惯性矩：；压杆稳定系数 K 取 3（丝杠卧式水平安装） ；滚74.75321642 .3514. 36444 dI动螺母至轴向固定处的距离 a 取最大值 600mm。代入式，得临界载荷22KaEIfFk k，远大于工作载荷 Fm=3960.32N，故丝杠不会失稳。NFk144403综上所述，初选的滚珠丝杠副满足使用要求。34 滚珠丝杠副的预紧力 FP的确定为了消除轴向间隙，增加丝杠副的刚性和定位精度，在丝杠螺母间加以预紧力。PF过大的值将引起滚珠丝杠寿命下降及摩擦力矩增大，而偏小，会产生轴向载荷作PFPF用下出现间隙影响定位精度。因此，一般情况下取：(N) 109pQFF 贵州大学本科课程设计论文 第 10 页所以： N 2067.5681.186010905.18608pF35 滚珠丝杠轴预紧拉伸力 F1P的确定为减小或消
