1、 指導教師評定成績：審定成績：綜合課程設計報告設計題目：縱向進給機構方案設計目 錄一、 設計題目2二、 設計任務書2三、 總體方案設計2四、 機械系統設計31、 計算切削力32、滾珠絲杠螺母副的選擇計算.3（1）、最大工作載荷的計算3（2）、最大動載荷的計算.5（3）、 滾珠絲桿螺母副的選型6（4）、傳動效率的計算6（5）、 剛度驗算7（6）、壓桿穩定的校核.7（7）縱向滾珠絲桿副幾何參數.83、齒輪傳動比計算.94、 步進電機的計算和選型.10（1）、初選步進電機10（2）、校核步進電機轉矩.11五、心得體會15六、參考文獻15一、 設計題目綜合課程設計之橫向傳動方案設計二、 設計任務書1

2、掌握機電產品設計的基本方法。2 掌握根據零件的受力和功能進行結構設計的方法。3 掌握零件尺寸公差和形位公差的設計方法。4 選擇傳動機構實現進給機構的運動。三、 總體方案設計本次設計的總體方案選用前次設計的方案，具體如下：數控機床的伺服進給系統按有無位置檢測和反饋可分為開環伺服系統、半閉環伺服系統、閉環伺服系統。閉環控制方案的優點是可以達到和好的機床精度，能補償機械傳動系統中的各種誤差，消除間隙、干擾等對加工精度的影響。但他結構復雜、技術難度大、調式和維修困難、造價高。半閉環控制系統由于調速圍寬，過載能力強，又采用反饋控制，因此性能遠優于以步進電動機驅動的開環控制系統。但是，采用半閉環控制其調式

3、比開環要復雜，設計上也要有其自身的特點，技術難度較大。開環控制系統中沒有位置控制器及反饋線路，因此開環系統的精度較差，但其結構簡單，易于調整，所以常用于精度要求不高的場合。經過以上比較，由于所改造的微型車床的目標加工精度沒有特殊要求，為了簡化結構，降低成本，采用步進電機開環控制系統。在該系統中，沒有反饋電路，不帶檢測裝置，指令信號是單方向傳送的，輸入裝置把信號輸給數控裝置，經數控裝置運算后分配出指令脈沖，通過步進電機驅動工作臺移動。由于該系統無位置和速度檢測裝置，因此，它的精度主要由步進電機的步距角和與之相連的絲杠等傳動機構的傳動精度決定。四、 機械系統設計1、計算切削力主切削力F（N）按經驗

4、公式估算：走刀方向的切削分力（N）車床身上加工最大直徑（mm）=630mm=10594.63（N）：=1：0.25：0.4走刀方向的切削力垂直走刀方向的切削力=0.25=2648.66(N)=0.4=4237.85(N)2、 滾珠絲杠螺母副的選擇計算（1）、最大工作載荷的計算：滾珠絲杠上的工作載荷是指滾珠絲杠副在驅動工作臺是滾珠絲杠所承受的軸向力，也叫進給牽引力。它包括滾珠絲杠的進給力、及與移動體重力和作用在導軌上的其他切削分力相關的摩檫力。據機床加工的特點，據機床加工的特點，圖1所示為車削是拖板的受力情況，可以看出， 拖板所受載荷與切削力的關系，進給方向載荷FX=Ff，橫向載荷FY=FP，垂

5、向載荷FZ=FC。圖1最大工作載荷Fm的試驗計算公式如圖2據機床加工的特點，當銑削槽時，工作載荷最大，由于銑削時，工作載荷既包括銑削時沿著絲杠軸的方向的力（即軸向力），也包括工作臺及工件的重量（即垂直絲杠軸方向的力），由于銑削時的軸向力不大，所以在此不考慮銑削時產生的軸向力。根據設計手冊可得工作載荷為：=+ (+2+)式中、分別為工作臺進給方向載荷、垂直載荷和橫向載荷，可由切向銑削力求出，單位為N；G為移動部件的重力，單位為N，本次設計中，G主要包括工作臺、工件等的重力，取它們的質量m=200Kg；K和f分別為考慮顛覆力矩影響的實驗系數和導軌上的摩檫系數，不同的導軌，其值不同。對于燕尾形導軌，

6、取K=1.4 f=0.2;對于銑床，切向銑削力是沿著銑刀主運動方向的分力，它消耗銑床主電動機的功率（即銑削功率）最多，因此切向銑削力可按銑削功率（KW）或主電動機的功率（KW）計算出：=××103/v其中為機床傳動系統的傳動效率；為主軸傳遞全部功率時的最低切削速度，本次設計由前面的設計可取=0.085m/s。而的值為：=0.996×0.984 則切向銑削力 的值為：=4×0.87×103/0.085=409.41（N） 則切削時各個方向的載荷為：=×0.8=327.53（N）=×0.75=307.6（N）=×0.3

7、5=143.29（N）則最大工作載荷的值為：=1.4×327.53+0.2（307.6+2×143.29+196）=969.27（N）（2）、最大動載荷的計算：首先根據切削力和運動部件的重量引起的進給抗力，計算出絲杠的軸向載荷，再根據要求的壽命值計算出絲杠副應能承受的最大動載荷。=式中運轉狀態系數，一般運轉取1.21.5，有沖擊的運轉取1.52.5；滾珠絲杠工作載荷（N）；精度系數，當絲杠精度為13級時，f a=1，為4、5、7級時，f a=0.9；工作壽命，單位為10r，可按下式計算=式中 滾珠絲杠的轉速（r/min）；使用壽命時間（h），數控機床取20×12&

8、#215;30×24h。其中為最大切削力條件下的進給速度（），可取最高進給速度的；為絲杠基本導程（），計算時，可初選一數值，等剛度驗算后再確定；則 ×0.6×÷625則 22.5萬轉根據工作負載、壽命，計算出滾珠絲杠副承受的最大動負載，因本次所設計的情況無沖擊，所以取1.2，1，所以得：=20213N 根據滾珠絲杠所承受的最大動載荷必須小于其額定動載荷的原則，查機床設計手冊，可選擇絲杠的型號。本次設計選擇滾珠絲杠的直徑為40mm，其導程為5mm，螺旋升角為2°17，型號為CDM6308-2.5-P3,其額定動載荷是14100N，強度足夠用。（3

9、）、 滾珠絲桿螺母副的選型：可采用WD6008外循環螺紋調整預緊的雙螺母珠絲桿副，1列2.5圈，其額定功動負載為18200（N），精度等級按表綜合作業指導書表3-17選為3級。（4）、傳動效率的計算：根據機械原理的公式，絲杠螺母副的傳動效率為式中 絲杠的螺旋升角，本次設計所選絲杠的為2°17；摩擦角，其值約等于10。則 0.9228（5）、 剛度驗算：滾珠絲杠工作時受軸向力和扭矩的作用而發生變形，它將引起導程發生變化，從而影響其定位精度和運動平穩性。滾珠絲杠副的軸向變形包括絲杠的拉壓變形、絲杠與螺母之間滾道的接觸變形、絲杠的扭轉變形引起的縱向變形以及螺母座的變形和滾珠絲杠軸承的軸向接

10、觸變形。滾珠絲杠的扭轉變形較小，對縱向變形的影響更小，可忽略不計。螺母座只要設計合理，其變形量也可忽略不計。絲杠軸承的軸向接觸變形計算方法可參考機械設計手冊，只要滾珠絲杠支撐的剛度設計得好，軸承的軸向接觸變形在此也可以不必考慮。因此，在進行滾珠絲杠的剛度驗算時，只需要考慮軸向力的作用。式中 彈性模數，對鋼，；滾珠絲杠截面積（）（按絲杠徑確定，）25.62 “”用于拉伸時，“”用于壓縮時。則 絲杠1m長度上導程變形總誤差3級精度絲杠允許的螺距誤差為15，故剛度足夠。（6）、壓桿穩定的校核：滾珠絲桿通常屬于受軸向力的細長桿，若軸向力工作負荷過大，將使絲桿失去穩定而產生縱向屈曲，即失穩。失穩時的臨界

11、載荷為= 2 EI/L2(N)式中： E為絲桿的彈性模量，對于鋼，E=20.6104，I為截面慣性矩，I=d14/64，(d1為絲桿底徑),L為絲桿最大工作長度，為絲桿支承方式系數.所以 I=（40-3.175）4/64=87266.24對于兩端簡支的情況 =1.0因此 =220.610410687266.24/5902=47.221010臨界載荷與絲桿工作載荷之比稱為穩定性安全系數，如果大于許用穩定性安全系數，則該滾珠絲桿不會失穩。一般取=2.5-4,考慮到絲桿自重對水平滾珠絲桿的影響可取4;所以 =47.221010/2208.48134因此 壓桿穩定。（7）縱向滾珠絲桿副幾何參數表1：W

12、D6008滾珠絲桿副幾何參數參數名稱符號關系式WD6008螺紋滾道公稱直徑60導 程8接觸角2.183鋼球直徑3.969滾道法面半徑2.064偏心距0.0030螺紋升角=螺桿外 徑=-(0.20.25) 59.2 徑=2255.878接觸直徑=Cos56.034螺 母螺紋直徑=2264.122 徑=(0.20.25) 60.79383、齒輪傳動比計算已知縱向進給脈沖當量=0.01mm/step,滾珠絲桿導程=8mm，初選步進電動機步距角，可計算出傳動比：= 脈沖當量（mm/step）滾珠絲桿的基本導程（mm）步進電機的步距角=3/8因為可進定齒輪齒數為=/=24/64=24 ，=64根據機械設

13、計，又因進給給運動齒輪受力不大，模數m取2，則有關參數如下表所示(見表4)： 表2：傳動齒輪幾何參數齒數2464分度圓=48128齒頂圓=252132齒根圓=21.2546.5126.5齒寬(610) 2020中心距=()/2884、 步進電機的計算和選型1 、初選步進電機（1）計算步進電機負載轉矩=脈沖當量（mm/step）取=0.01mm/step進給牽引力（N）取=2175.94N步距角，初選雙拍制為電機絲桿的傳動效率，為齒輪、軸承、絲桿效率之積，分別為0.98、0.99、0.99和0.94。=N.cm（2）算步進電機啟動轉矩根據負載轉矩除以一定的安全系數來估算步進電機啟動轉矩=/0.3

14、0.5一般縱向進給伺服系統的安全系數取0.30.4= /0.4=182.36/0.4=455.9N.mm（3）計算最大靜扭矩查綜合作業指導書表3-22，如取五相十拍，則=0.951=/0.951=455.9/0.951=479.39N.mm（4）計算步進電機運行的頻率和最高起動頻率=HZ=HZ式中：最大切削進給速度m/min , =1m/min最大快移速度m/min, =2m/min脈沖當量, =0.01mm/step 根據估算出的最大的靜轉矩=479.39N.mm在表3-23中查出130BF001最大靜扭矩為931N>479.39N可以滿足要求，但從表中看出130BF001步進電機最高

15、空載起動頻率為3000HZ，不能滿足=3333HZ的要求，此項指標可暫不考慮，可以采用軟件開降速程序來解決。2、校核步進電機轉矩前面所初步電機的轉矩計算，均為估算，初選之后，應該進行校核計算。有效轉動慣量計算計算簡圖如前（a）所示，根據綜合作業指導書表3-24，傳動系統計算到電機軸上的總的轉動慣量可由下式計算：=()()步進電機轉子轉動慣量（）.矢輪Z1Z2的轉動慣量（）滾珠絲桿轉動慣車（）參考同類型機床，初步反應式步進電機BF1，作臺質量折算到電機軸上的轉動慣量：I4()2w()2×800.468kg·cm24.68N·cm2齒輪轉動慣量：J17.8×

16、10-4×4.84×2=8.281kg·cm2=82.81 N·cm2J27.8×10-4×12.84×2=53.678kg·cm2絲桿傳動慣量： J3=7.8×10-4×64×140=141.52kg·cm2=1415.2 N·cm2電機轉動慣量很小，可以忽略。因此，總的轉動慣量：(J3+J2)+J1+J4 =(141.52+53.68)+0.468+8.281 = 130.52 kg·cm2=1305.2 N·cm2(1) 所需轉動力矩計算。

17、快速空載啟動所需力矩：最大切削力負載時所需力矩：式中：空載啟動時折算到電機軸上的加速度力矩折算到電機軸上的摩擦力矩由于絲桿預緊所引起，折算到電機軸上的附加摩擦力矩切削時折算到電機軸上的加速度力矩折算到電機軸上的切削負載力矩當時，當時，當，時，N·cm當時，預加載荷則所以，快速空載啟動所需力矩：快速進給時所需力矩：切削時所需力矩：由以上分析計算可知：所需最大力矩發生快速啟動時：，所以選擇型號WD6008（2）校核步進電機起動矩頻特性和運行矩頻特性。已計算出機床最大快移時需步進電機的最高起動頻率為3333Hz，切削進入時所需步進電機運行頻率為1333.3Hz。從綜合作業指導書表323中查出型步進電機允許的最高空BF1-160載起動頻率為3000Hz，運行頻率為16000Hz，再從綜合作業指導書圖315，316查出BF1-160步進電機起動矩頻特性和運行矩頻特性曲線如（C）圖所示，當步進電機起動時，時，,不能滿足此機床所要求的空載起動力矩222.916N.cm。直接使用則會施行失步現象，所以必須采取開降進控制用軟件實現，將起動頻率到1000Hz起動轉矩可增高到588.4N.cm，