課程設計數控銑床傳動系統設計 學 院：機械工程學院 專 業：機械維修及檢測技術教育 學 號： 班 級： 姓 名： 指導教師： 目 錄第一章 立式數控銑床工作臺（X軸）設計11.1概述11.2設計計算21.3滾珠絲桿螺母副的承載能力校驗121.4傳動系統的剛度計算141.5 驅動電動機的選型與計算171.6機械傳動系統的動態分析201.7機械傳動系統的誤差計算與分析211.8確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規格型號23第二章 數控機床控制系統設252.1 設計內容25總結與體會32參 考 文 獻33第一章 立式數控銑床工作臺（X軸）設計1.1概述1.1.1技術要求 工作臺、工件和夾具的總重量=860kg（所受的重力W =8600N），其中，工作臺的質量=460kg（所受的重力=4600N）；工作臺的最大行程=560mm；工作臺快速移動速度=15000；工作臺采用滾動直線導軌，導軌的動摩擦系數=0.01,靜摩擦系數=0.01；工作臺的定位精度為25，重復定位精度為18；機床的工作壽命為20000h（即工作時間為10年）。機床采用伺服主軸，額定功率=5.5，機床采用端面銑刀進行強力切削，銑刀直徑D=100mm，主軸轉速n=280，切削狀況如表2-1所示。 表2-1數控銑床的切削狀況切削方式進給速度/()時間比例/(%)備注強力切削0.610主電動機滿功率條件下切削一般切削0.830粗加工精加工切削150精加工快速進給1510空載條件下工作臺快速進給1.1.2總體方案設計為了滿足以上技術要求，采取以下技術方案。（1） 對滾珠絲杠螺母進行預緊；（2） 采用伺服電動機驅動；（3） 采用錐環套筒聯軸器將伺服電動機與滾珠絲桿直連；（4） 采用交流調頻主軸電動機，實現主軸的無級變速。1.2設計計算1.2.1主切削力及其切削分力計算（1）計算主切削力。 根據已知條件，采用端面銑刀在主軸計算轉速下進行強力切削（銑刀直徑D=100mm）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 若主傳動鏈的機械效率，按式可計算主切削力：（2）計算各切削分力。 根據數控技術課程設計表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表1-2 工作臺工作載荷與切向銑削力的經驗比值切削條件比值對稱端銑不對稱端銑逆銑順銑端銑1.2.2導軌摩擦力的計算（1）按數控技術課程設計（2-8a）式計算在切削狀態下的導軌摩擦力。 、-主切削力的橫向切削分力（N）和垂向切削分力（N）； W-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）； -摩擦系數,對于帖塑導軌，=0.15；對于滾動 直線導軌，=0.01，本設計為滾動導軌，取=0.01； -鑲條緊固力（N）,查數控技術課程設計表2-3得鑲條緊固力,則 表2-3鑲條緊固力推薦值導軌形式主電動機功率/kw2.23.75.57.5111518貼塑滑動導軌50080015002000250030003500滾動直線導軌254075100125150175(2) 按數控技術課程設計（2-9a）式計算在不切削狀態下的導軌摩擦力和導軌靜摩擦力1.2.3計算滾珠絲桿螺母副的軸向負載力（1）按數控技術課程設計（2-10a）式計算最大軸向負載力（2）按數控技術課程設計（2-11a）式計算最小軸向負載力1.2.4滾珠絲桿的動載荷計算與直徑估算1）確定滾珠絲桿的導程根據已知條件，取電動機的最高轉速，則由數控技術課程設計（2-16a）式得：2)計算滾珠絲桿螺母副得平均轉速和平均載荷（1）估算在各種切削方式下滾珠絲桿的軸向載荷。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載荷定為最小軸向載荷。一般切削(粗加工)和精細切削（精加工）時，滾珠絲桿螺母副的軸向載荷、分別可按下列公式計算：，并將計算結果填入表2-4。表2-4 數控銑床滾珠絲桿的計算切削方式軸向載荷/N進給速度/()時間比例/()備注強力切削1328.1810一般切削（粗加工）352.3930精細加工（精加工）153.3950快移和定鏜定位86.7510(2) 計算滾珠絲桿螺母副在各種切削方式下的轉速（3）計算滾珠絲桿螺母副的平均轉速 （4） 按式計算滾珠絲桿螺母副的平均載荷。得1.2.5確定滾珠絲桿預期的額定動載荷（1）按預定工作時間估算。查表2-5得載荷性質系數。已知初步選擇的滾珠絲桿的精度等級為2級，查表2-6得精度系數。查表2-7得可靠性系數，則表2-5 載荷性質系數載荷性質無沖擊（很平穩）輕微沖擊伴有沖擊或振動11.21.21.51.52表2-6 精度系數精度等級1、2、34、571010.90.80.7 表2-7 可靠性系數可靠性/()90959697989910.620.530.440.330.21（2） 因對滾珠絲桿螺母副將實施預緊，所以可估算最大軸向載荷。查表2-8得欲加動載荷系數，則表2-8 欲加動載荷系數欲加載荷類型輕預載中預載重預載6.74.53.4（3）確定滾珠絲桿預期的額定動載荷。取以上兩種結果的最大值，即1.2.6按精度要求確定允許的滾珠絲桿的最小螺紋底經（1）根據定位精度和重復定位精度的要求估算允許的滾珠絲桿的最大軸向變形。已知工作臺的定位精度為25，重復定位精度為18，根據公式定位精度和重復定位精度以及定位精度和重復定位精度的要求，得，取上述計算結果的較小值，即。（2）估算允許的滾珠絲桿的最小螺紋底經。本機床工作臺（X）軸滾珠絲桿螺母副的安裝方式擬采用兩端固定式。滾珠絲桿螺母副的兩個固定支承之間的距離為L=行程+安全行程+2余程+螺母長度+支承長度（1.21.4）行程+（2530）。取又=86.75N，由式得1.2.7初步確定滾珠絲桿螺母副的規格型號根據計算所得的、，初步選擇FF型內循環墊片預緊螺母式滾珠絲桿螺母副FF3210-3,其公稱直徑、基本導程、額定動載荷和絲桿底徑如下：故滿足式，的要求。1.2.8確定滾珠絲桿螺母副的預緊力1.2.9計算滾珠絲桿螺母副的目標行程補償值和預拉伸力（1） 計算目標行程補償值(1)按式計算目標行程補償值 其中-目標行程補償值；-溫度變化值（），一般情況下為23；-絲桿的線膨脹系數（1/）,一般情況下為；-滾珠絲桿副的有效行程。已知溫度變化值，絲桿的線膨脹系數，滾珠絲桿副的有效行程故(2)按式計算滾珠絲桿的預拉伸力。已知滾珠絲桿螺紋底徑,滾珠絲桿的溫度變化值，則1.2.10確定滾珠絲桿螺母副支承用軸承的規格型號(1)按式計算軸承所承受的最大軸向載荷。(2)計算軸承的預緊力(3) 計算軸承的當量軸向載荷(4)按式計算軸承的基本額定動載荷。已知軸承的工作轉速,軸承所受的當量軸向載荷,軸承的基本額定壽命。軸承的徑向載荷和軸向載荷分別為 因為，所以查表2-9得，徑向系數X=1.9，軸向系數Y=0.54，故表2-9 載荷系數組合列數2列3列4列承載列數1列2列1列2列3列1列2列3列4列組合形式DFDTDFDDFDDTDDFTDFFDFTDTTX1.9-1.432.33-1.172.332.53-Y0.54-0.770.35-0.890.350.26-X0.920.920.920.020.020.920.920.920.92Y1.01.01.01.01.01.01.01.01.0(5)確定滾動軸承的規格型號由于滾珠絲桿螺母副擬采取預拉伸措施，所以選用60角接觸球軸承組背對背安裝。由于滾珠絲桿的螺紋底徑為27.3mm，所以選擇軸承的內徑為25mm。在滾珠絲桿的兩個固定端均選擇角接觸球軸承兩件一組背對背安裝，組成滾珠絲桿的兩端固定支承方式。軸承的型號為760205TNI/P4DFB,尺寸（內徑外徑寬度）為25mm52mm15mm，選擇脂潤滑。該軸承的預載荷能力為1250N，大于計算所得的軸承預緊力.并在脂潤滑狀態下的極限轉速為2600r/min,等于滾珠絲桿的最高轉速，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為=22000N，而該軸承在20000h工作壽命下的基本額定動載荷=13985.1N,也滿足要求。1.3滾珠絲桿螺母副的承載能力校驗1.3.1滾珠絲桿螺母副臨界壓縮載荷的校驗本工作臺的滾珠絲桿支承方式采用預拉伸結構，絲桿始終受拉而不受壓，因此，不存在壓桿補穩定問題。1.3.2滾珠絲桿螺母副臨界轉速的校驗根據以上的計算可得滾珠絲桿螺母副臨界轉速的計算長度=797.5mm。已知彈性模量，材料密度，重力加速度，安全系數。查參考文獻表2-44得。滾珠絲桿的最小慣性矩為滾珠絲桿的最小截面積為故可由式 得 本絲桿螺母副的最高轉速為1500，遠遠小于其臨界轉速，故滿足要求。 表2-44 與支撐方式有關的系數 支撐方式 f一端固定一段自由F-O0.251.8753.4一端固定一段游動F-S23.92715.1 二段固定F-F44.7321.91.3.3滾珠絲桿螺母副額定壽命的校驗滾珠絲桿螺母副的壽命，主要是指疲勞壽命。它是指一批尺寸、規格、精度相同的滾珠絲桿在相同的條件下回轉時，其中90不發生疲勞剝落的情況下運轉的總轉速查參考文獻附錄A表A-3得滾珠絲桿的額定動載荷，運轉條件系數，滾珠絲桿的軸向載荷,滾珠絲桿螺母副轉速,由式，得， 一般來講，在設計數控機床時，應保證滾珠絲桿螺母副的總時間壽命故滿足要求。1.4傳動系統的剛度計算1.4.1機械傳動系統剛度計算(1)計算滾珠絲桿的拉壓剛度。本工作臺的絲桿支承方式為兩端固定，當滾珠絲桿的螺母中心位于滾珠絲桿兩支承的中心位置時時，滾珠絲桿螺母副具有最小拉壓剛度，可按式計算：當或時（即滾珠絲桿的螺母中心位于行程的兩端位置時），滾珠絲桿螺母副具有最大拉壓剛度，可按式計算：（2）計算滾珠絲桿螺母副支承軸承的剛度。已知軸承接觸角，滾動體直徑，滾動體個數Z=16，軸承的最大軸向工作載荷,查參考文獻表2-45、2-46得（2） 計算滾珠與滾道的接觸剛度查參考文獻附錄A表A-3得滾珠與滾道的接觸剛度，額定載荷，滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷，故由式得（3） 計算進給傳動系統的綜合拉壓剛度。由式得進給傳動系統的綜合拉壓剛度的最大值為故。由式得進給傳動系統的綜合拉壓剛度的最小值為故。1.4.2滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度計算由以上計算可知，扭轉作用點之間的距離已知剪切模量，滾珠絲桿的底徑。由式得1.5 驅動電動機的選型與計算5.1計算折算到電動機軸上的負載慣量（1）計算滾珠絲杠的轉動慣量。滾珠絲杠的密度，可得 （2）計算聯軸器的轉動量。 （3）計算折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量。已知機床執行部件（即工作臺、工件、夾具）的總質量，電動機每轉一圈，機床執行部件在軸上移動的距離,則由式得 （4）由式計算加在電動機軸上總的負載轉動慣量。 1.5.2計算折算到電動機軸上的負載力矩（1）計算切削負載力矩。已知在切削狀態下坐標軸的軸向負載力，電動機每轉一圈，機床執行部件在軸向移動的距離，進給傳動系統總效率，由式得 （2）計算摩擦負載力矩已知在不切削狀態下坐標軸的軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力），由式得 （3）計算由滾珠絲杠的預緊而產生的附加負載力矩。已知滾珠絲杠螺母副的預緊力滾珠絲杠螺母副的基本導程，滾珠絲杠螺母副的效率，由式得 1.5.3計算坐標軸折算到電動機軸上的各種所需的力矩（1）計算線性加速力矩已知機床執行部件以最快速度運動時電動機的最高轉速，電動機的轉動慣量，坐標軸的負載慣量，進給伺服系統的位置環增益，加速時間，由式得 （2）計算階躍加速力矩。已知加速時間，由式得 （3）計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩。 按式計算線性加速時空載啟動力矩。 按式計算階躍加速時空載啟動力矩。 按式計算快進力矩。 按式計算工進力矩。 1.5.4選擇驅動電動機的型號（1） 選擇驅動電動機的型號通過以上計算和查參考文獻表2-47，選擇交流伺服電動機為日本FANUC公司生產的型驅動電動機。主要參數如下:額定功率3kw；最高轉速3000；額定力矩12；轉動慣量；質量。現按5倍計算額定力矩，電動機的加速力矩為60，均大于本機床工作臺的線性加速時所需的空載啟動力矩以及階躍加速時所需的驅動,本電動機均滿足要求。 該電動機的額定力矩為12，均大于本機床工作臺快進時所需的驅動力矩以及工進時所需的驅動力矩，因此,本電動機均滿足驅動力矩要求。（2）慣量匹配驗算。系統的負載慣量與伺服電動機的轉動慣量之比一般應滿足式而在本設計中： ，故滿足慣量匹配要求。1.6機械傳動系統的動態分析 1.6.1計算絲杠-工作臺縱向振動系統的最低固有頻率已知滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度，而滾珠絲杠螺母副和機床執行部件的等效質量（其中、分別是機床執行部件的質量（）和滾珠絲杠螺母副的質量（），則 1.6.2計算扭轉振動系統的最低固有頻率 折算到滾珠絲杠軸上的系統總當量轉動慣量為 已知絲杠的扭轉剛度，則 由以上計算可知，絲杠-工作臺縱向振動系統的最低固有頻率、扭轉振動系統的最低固有頻率都比較高。一般按的要求來設計機械傳動系統的剛度，故滿足要求。1.7機械傳動系統的誤差計算與分析1.7.1計算機械傳動系統的方向死區已知進給傳動系統的最小綜合拉壓剛度，導軌的靜摩擦力，則由式得即故滿足要求。1.7.2計算機械傳動系統由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差由式即故滿足要求。1.7.3計算滾珠絲杠因扭轉變形產生的誤差（1）計算由快速進給扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量。已知負載力矩，由以上計算得扭轉作用點之間的距離，絲杠底徑，由式得（1） 由扭轉變形量引起的軸向移動滯后量將影響工作臺的定位精度。由式得1.8確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規格型號1.8.1確定滾珠絲杠螺母副的精度等級本機床工作臺采用半閉環控制系統，、應滿足下列要求： 滾珠絲杠螺母副擬采用的精度等級為2級，查參考文獻表2-20得；查參考文獻表2-21得，當螺紋長度為850mm時，故滿足設計要求。1.8.2確定滾珠絲杠螺母副的規格型號滾珠絲杠螺母副的規格型號為FF3210-3,其具體參數如下。公稱直徑32mm基本導程 10mm,絲杠外經32.5mm絲杠底徑27.3mm。表7-1 2弧度內行程變動量和任意300mm行程內行程變動量（）精度等級123454567868121623表7-2 有效行程內的目標行程公差和允許的行程變動量（單位：）有效行程/mm精度等級12345315668812121616232331540076981212181725254005008710101513201927265006309711111614222130296308001081312181625233531800100011915132117292540331000125013101814241934294639第2章 數控機床控制系統設2.1 設計內容.按照總統方案以及機械結構的控制要求，確定硬件電路的方案，并繪制系統電氣控制的結構框圖；.選擇計算機或中央處理單元的類型；.根據控制系統的具體要求設計存儲器擴展電路；.根據控制對象以及系統工作要求設計擴展接口電路，檢測電路，轉換電路以及驅動電路等；.選擇控制電路中各器件及電氣元件的參數和型號；.繪制出一張清晰完整的電氣原理圖，圖中要標明各器件的型號，管腳號及參數；.說明書中對電氣原理圖以及各有關電路進行詳細的原理說明和方案論證。2.2 設計步驟.確定硬件電路的總體方案。數控系統的硬件電路由以下幾部分組成：1 銑床數控系統電氣原理圖-主軸單元。2 銑床數控系統電氣原理圖-輸入輸出開關量1。3 銑床數控系統電氣原理圖-輸入輸出開關量24 銑床數控系統電氣原理圖-伺服驅動器電路接線圖。5 銑床數控系統電氣原理圖-電源圖。數控系統的硬件框圖如下所示：銑床數控系統電氣原理圖-主軸單元銑床數控系統電氣原理圖-輸入輸出開關量1銑床數控系統電氣原理圖-輸入輸出開關量2銑床數控系統電氣原理圖-伺服驅動器電路接線圖銑床數控系統電氣原理圖-電源圖 在本設計中，照明燈的AC24V電源和HNC-21的AC24V電源是各自獨立的，工作電流較大的電磁閥用DC24V電源與輸出開關量（如繼電器、伺服控制信號燈等）用的DC24V電源也是各自獨立的，且中間用一個低通濾波器隔離開來。在圖2-1中QF0QF4為三相空氣開關；QF5QF11為單相空氣開關；KM1KM4為三相交流接觸器；RC1RC3為三相阻容吸收器（滅弧器）；RC4RC7為單相阻容吸收器（滅弧器）；KA1KA10為直流24V繼電器；V1、V2、V3、VZ為續流二極管；YV1、YV2、YV3、YVZ為電磁閥和Z軸電動機抱閘。QF0為電源總開關，QF14分別為伺服電源模塊、主軸強電、液壓電動機、冷卻電動機的空氣開關，空氣開關的作用是接通電源及電源在短路、過流時起保護作用；KM1、KM2、KM3、KM4分別為控制伺服電源模塊、主軸變頻器、液壓電動機、冷卻電動機交流接觸器，由他們的主觸點控制相應電動機；伺服變壓器將交流380V（7KW）電壓變為交流200V電壓，供給伺服電源模塊；RC1、RC2、RC5為阻容吸收，當相應的電路斷