1、目錄一、 設計目的二、 設計要求三、 設計的內容和步驟（一） 總體設計方案（二） 機械部分改裝設計 設計機構的性能要求待改裝鉆床型號的確定控制方式的確定伺服系統的確定工作臺參數的初步選定導軌的選型思路滾珠絲杠選型思路絲杠和電機連接零件的選取思路支承座材料的選取軸承類型的選取思路（三） 計算部分確定工作臺的尺寸及其重量支承座參數設計滾珠絲杠參數設計滾動導軌參數設計電機參數設計聯軸器的選著（四） 設計總結（五） 參考文獻一、 設計的目的通過本次設計，使我們全面地、系統地了解和掌握數控機床的基本內容和基本知識，初步掌握數控機床的設計方法，并學會運用手冊標準等技術資料。同時培養我們學生的創新意識、工程

2、意識和動手能力。 二、設計要求1、改造后的鉆床能夠加工最大面積為180×180，最大工件重量為200kg。2、數控XY工作臺要求孔的定位精度在±0.02mm內，工作臺快進速度為3.6m/min，加速時間為：0.1秒。三、設計的內容和步驟題目：鉆床數控改裝數控XY工作臺的設計 設計一套簡易數控XY工作臺，固定在某一鉆床的工作臺上。XY工作臺的位置控制采用步進電機數控系統，通過上述方案將該普通鉆床改裝成簡易的經濟型數控鉆床。（一）、總體設計方案1、 機電一體化機械系統應具備良好的伺服性能（即高精度、快速響應性和穩定性好）從而要求本次設計傳動機構滿足以下幾方面：（1）轉動慣量小

3、在不影響機械系統剛度的前提下，傳動機構的質量和轉動慣量應盡量減小。否則，轉動慣量大會對系統造成不良影響，機械負載增大；系統響應速度降低，靈敏度下降；系統固有頻率減小，容易產生諧振。所以在設計傳動機構時應盡量減小轉動慣量。 （2）剛度大 剛度是使彈性體產生單位變形量所需的作用力。大剛度對機械系統而言是有利的：伺服系統動力損失隨之減小。機構固有頻率高，超出機構的頻帶寬度，使之不易產生共振。增加閉環伺服系統的穩定性。所以在設計時應選用大的剛度的機構。 （3）阻尼合適 機械系統產生共振時，系統的阻尼增大，其最大振幅就越小且衰減也快，但大阻尼也會使系統的穩態誤差增大，精度降低，所以設計時，傳動機構的阻尼

4、要選著適當。 此外還要求摩擦?。ㄌ岣邫C構的靈敏度）、共振性好（提高機構的穩定性）、間隙小（保證機構的傳動精度），特別是其動態特性應與伺服電動機等其它環節的動態特性相匹配。2、 將普通鉆床改裝成數控鉆床，是一項技術性很強的工作。必須根據加工對象的要求和加工數量的大小實際情況，確定切實可行的技術改造方案，搞好機床的改造設計。進行改造的可行性分析，針對某臺鉆床或鉆床的某一部分的現況確定改造方案。根據本次課程設計改造范圍，是設計一套簡易的數控工作臺，固定在某臺鉆床的工作臺上，所以要對機床的改動盡可能少，控制部分要有較高的動態特性，動態剛度，阻尼精度，耐磨性及抗熱變形性能。改造前要對原鉆床的性能，有關參

5、數，以便對機床的本身精度高低來確定改造后精度和改造范圍。下面鉆床是本設計要改裝的機床：型號Z4032  最大鉆孔直徑(mm)32主軸變速級數及范圍12 (65-2600)最大攻絲直徑(mm)M20主軸進給級數及范圍3 (0.1-0.3)主軸最大行程(mm)160工作臺有效工作面積(mm)450×390 主軸中心線至立柱母線距離(mm)350底座有效工作面積(mm)405×395 主軸端面至工作臺距離(mm) 主柱直徑(mm)120主軸端面至底座工作面距離(mm)750  工作臺及托架最大行程(mm) 三相雙速交流電

6、機功率(kw)1/1.5主軸箱旋轉角度±45°包裝尺寸(cm)103×61×209主軸圓錐孔（莫氏）MT4毛凈重（kgs）550/500總體改裝思路如下：電機的選定滾珠絲杠副的選定及其支承形式直線滾動導軌的選定工作臺尺寸的要求控制方式的選定導軌支座的設計3、數控系統按運動方式分為點位控制系統、直線控制系統、輪廓控制系統。本設計的鉆床工作臺相對刀具運動時不進行任何切削，只是在點與點之間進行精確定位，所以可以選用點位控制。4、XY工作臺系統可以設計為開環、半閉環和閉環伺服系統三種。開環的伺服系統采用步進電機驅動, 系統沒有檢測裝置; 半閉環的伺服系統中一般采

7、用交流或直流伺服電機驅動, 并在電機輸出軸安裝脈沖編碼器, 將速度反饋信號傳給控制單元; 閉環的伺服系統也是采用交流或直流伺服電機驅動, 位置檢測裝置安裝在工作臺末端, 將位置反饋信號傳給控制單元。閉環和半閉環伺服系統價格昂貴，結構復雜，同時其可控分辨率也很高，但在本次設計中，其位置精度（±0.02mm）要求不高，考慮到成本低，維修方便，工作穩定等條件。選用步進電機伺服系統就可以滿足要求。其通過單片機控制步進電機的驅動, 經傳動機構帶動工作臺運動。工作臺系統總體框圖如圖所示:：5、工作臺條件的確定在老師給定的參數中，我選鉆床能夠加工的最大面積為180×180，最大工件重量2

8、00kg，所以留出裝夾的尺寸后工作臺應該設計為260×260，并且考慮到工件最大重量為200kg，所以我選工作臺厚度為20kg，材料選HT200灰鑄鐵，因為其有良好的鑄造性能，減磨性，耐磨性好，加上其熔化配料簡單，成本低，耐腐蝕及抗震性好等。6、直線滾動導軌的選定    滾動直線導軌副是在滑塊與導軌之間放入適當的鋼球，使滑塊與導軌之間的滑動摩擦變為滾動摩擦，大大降低二者之間的運動摩擦阻力，從而獲得： 動、靜摩擦力之差很小，隨動性極好，即驅動信號與機械動作滯后的時間間隔極短，有益于提高數控系統的響應速度和靈敏度。 驅動功率大幅度下降，只相當于普通

9、機械的十分之一。 與V型十字交叉滾子導軌相比，摩擦阻力可下降約40倍。 適應高速直線運動，其瞬時速度比滑動導軌提高約10倍。 能實現高定位精度和重復定位精度。 能實現無間隙運動，提高機械系統的運動剛度。 成對使用導軌副時，具有“誤差均化效應”，從而降低基礎件（導軌安裝面）的加工精度要求，降低基礎件的機械制造成本與難度。 導軌副滾道截面采用合理比值的圓弧溝槽，接觸應力小，承接能力及剛度比平面與鋼球點接觸時大大提高，滾動摩擦力比雙圓弧滾道有明顯降低。 導軌采用表面硬化處理，使導軌具有良好的可校性；心部保持良好的機械性能。 簡化了機械結構的設計和制造運動靈敏讀高定位精度高牽引力小、移動輕便精度保持性

10、好潤滑系統簡單、維修方便摩擦系數小、動摩擦系數很接近、不產生爬行現象。7、滾珠絲杠副的選用及其支承形式（1）滾珠絲杠副有如下特點：傳動效率高系統剛性好傳動精度高使用壽命長運動具有可逆性（既可將回轉運動轉變為直線運動，又可將直線運動變為回轉運動，且逆傳動效率幾乎與正傳動效率相同不會自鎖可進行預緊和調隙（2） 常用的雙螺母消除軸向間隙的結構形式有三種：墊片調隙式（該形式結構緊湊，工作可靠，調整方便，應用廣，但不準確，并且當滾道磨損時不能隨意調整，除非更換墊圈）螺紋調隙式（該形式結構緊湊，工作可靠，調整方便，缺點是不很精確）齒差調隙式（該形式調整精度很高，工作可靠，但是結構復雜，加工和裝配工藝性能差

11、），其調整時，先取下兩端的內齒圈，使兩螺母產生相對角位移，相對地產生軸向的相對位移，從而兩螺母中的滾道中的滾珠分別貼在螺旋滾道的兩個相反側面上，然后將內齒圈復位固定，故而達到消除間隙，產生算緊的目的。調整間隙：=在本設計中，我選用第種間隙調整方式，并且選外循環滾珠絲杠做為工作臺的傳動機構，因為這種循環方式結構簡單，工藝性好，承載能力強，成本低等優點。 （3）支承形式 ：我選用兩端固定形式（FF），特點：只要軸承無間隙，絲杠的軸向剛度為一端固定的4倍 絲杠一般不會受壓，無壓桿穩定問題，固有頻率比一端固定的高 可以預拉伸，預緊拉伸后可減小絲杠自重的下垂和熱補償膨脹。8、聯軸器的選著由于要求設計的工

12、作臺屬于輕載型工作臺，工作臺上的負載折算到電機上的轉動慣量不是很大，所以電機與絲杠的連接用聯軸器就可以滿足要求。這樣大大簡化了主軸的結構，縮短傳動鏈，提高了傳動精度。同時有效地提高了主軸部件的剛度。9、導軌支承座的選著選HT150做為支承座材料，其優點耐磨，耐腐蝕，抗震性好，剛度高。10、軸承的選著由于絲杠主要受軸向力的作用，為了保證其高速、高精度可靠性。可選用“前后支承均采用高精度的單列向心推力軸承和一個深溝球軸承支承”。這樣既保證了軸向載荷和徑向載荷。 注：執行機構傳動方式的確定為確保數控系統的傳動精度和工作平穩性。在滿載設計機構傳動裝配時，通常提出低摩擦、低慣量、高剛度、無間隙、高諧振以

13、及有適宜阻尼的要求，所以設計時要遵守以下原則：（1） 縮短傳動鏈，這樣可以提高系統傳動的傳動剛度，減少傳動鏈誤差，同時可以通過預緊方式提高傳動精度。（2） 工作臺與導軌的安裝要確保工作臺與導軌的垂直度和平行度達到規定的精度。（3） 控制好兩導軌的水平度和平行度，否則導致工作臺在移動過程中出現卡死現象。（4） 確保電機與絲杠連接時達到規定的同軸度及調節好電機的定位精度。（5） 軸承的安裝，確保預緊，提高傳動精度。（二）、機械部分改裝設計計算1、初步確定工作臺的尺寸及其重量老師所給定的工件尺寸為A×B（A、B推薦值為180250mm）,在此我選工件尺寸為180×180。根據ue

14、我們加工的時候要用夾具夾緊工件就必須每邊留出裝夾具的尺寸40mm，所以最后確定工作臺尺寸為260×260。因為工作臺加工的最大工件重量為200kg，考慮到剛度和強度問題，最后我選工作臺的厚度為H=20mm 查閱有關資料，我選灰鑄鐵HT150做為工作臺的設計材料，HT150特點：適用用于軸承受中等載荷的零件。如機床上的支柱、底座、齒輪箱、刀架、床身、軸承座、工作臺、帶輪，并且鑄件厚度在2030mm時，其最小抗拉強度為130MP，HBS為110166。而密度=7.2g。 所以工作臺的體積V=A·B·H=260×260×260=1352000=135

15、2 工件質量：m=×V=7.2×1352=9734.4g=9.73kg2、支承座的確定根據工作臺的尺寸確定支承座的長度 ，長寬高分別設為abc，經過驗算分別取a=260×2×130=600mm, b=200mm, c=80mm 按保守法算得支承座=abc=600×200×80=9.6×=9.6×查閱有關資料，我選HT150灰鑄鐵做為支承座材料。密度=7.2g所以=9.6××7.2=69.12×g=69.12kg 最低的那根絲杠以上的所有質量為： 又對工作臺上的夾具進行放大的質量：=2m

16、=9.73×2=19.46kg又知工件質量=200kg所以=+m=69.12+19.46+200+9.73=298.31kg考慮到其他因素，再把擴大到320kg，即=320kg3、 滾珠絲杠傳動的設計計算4、滾珠絲杠螺母副的承載能力用額定負荷表示，其動靜載強度計算原則與滾動軸承相類似。一般根據額定動負荷選用滾珠絲杠副，只有當n10r/min時，滾珠絲杠螺母的主要破壞形式是工作表面的疲勞點蝕，因此進行動載荷強度計算。在本設計中，我選=110r/min。因此選著以動載荷計算。 絲杠工作時的軸向壓力gµ=320×9.8×0.004=12.54N其中g=9.8&

17、#181;為導軌的摩擦系數取0.004假設滾動絲杠能工作年，每年為360天,每天工作小時5×360×8=1440h又由于工作臺在工作過程中無沖擊、平穩運轉載荷系數.2硬度系數=1.11精度系數=1.1=1.2×1.11×1.1×12.54=18.37N=×18.37=327.97N根據選著滾珠絲杠副，按滾珠絲杠副的額定運動載荷等于梢大于的原則在網上查到：同時考慮到各種因素選用的絲杠參數如下：型號：1505DS0600A絲杠軸尺寸：名義外徑d=15mm 導程：5mm 螺紋長度l=540mm 總長=600mm 螺紋尺寸：外徑=34mm 總

18、長=40mm 螺母總長=30mm 滾珠直徑：3.175mm 圈數×回路數2.5×1 基本動載荷510N 基本靜載荷1050N 軸向跳動：0.03max因為510N=306.75N 所以1505DS0600A合格、滾動導軌的設計計算已知作用在導軌副上的壓力g320×9.8=3136N導軌工作壽命：×360×8=14400h單向行程長度：0.6m往復次數取：n=4次分導軌行程長度系數： n×14400×0.6×4×60/=4147.2因活座數m=4所以每根導軌上使用個活座=780N根據公式6.25得：=680

19、3.29N=6.8KN根據其中GGE15 BA型號的導軌的=7.19KN,能滿足5年的使用要求，所以選用GGE15 BA型號的滾動直線導軌。 5、電機的選著確定脈沖當量，初選步進電機脈沖當量根據系統精度來確定，對于開環系統一般為0.0050.01mm。如取得太大，無法滿足系統精度要求；如取得太小，或者機械系統難以實現，或者對其精度和動態特性能提出更高的要求，是經濟性降低。知道本次設計的工作臺的精度為±0.02mm，所以根據經驗公式得脈沖當量=×0.04=0.0125mm.又知道是用聯軸器連接電機主軸和絲杠，所以傳動比i=1。根據公式得步距角=360i/p=計算系統轉動慣量

20、計算轉動慣量的目的是選著步進電機的動力參數及進行系統動態特性與設計。絲杠的轉動慣量的計算=1.3×kg·其中是絲杠密度（kg/），取7.8×kg/；d是絲杠的等效直徑(m),取0.013m; l是絲杠的長度0.6m。 沿直線軸移動物體的慣量 工作臺、工件等折算到電動機軸上的轉動慣量，可由下述公式達到：=M×=×320×=0.087×kg·M工作臺（包括工件）的質量，kgV工作臺快進速度，mm/minN絲杠轉速,r/min所以折算到電機上的總轉動慣量=0.08713× kg· 空載啟動時，電動機軸

21、上的慣性轉矩： =0.08713×××=9.8N·m 電動機軸上的當量摩擦轉矩=mg=×320×9.8×0.004=0.1N·m其中， t為電機加速時間：t=0.1O秒伺服傳動鏈的總效率取為=0.99為工作臺快進速度 =3.6m/min設滾動絲杠螺母副的預緊力為最大軸向載荷的1/3，則因預緊力而引起的、折算到電動機軸上的附加摩擦轉矩為：=（1）=××（1）=N·m是滾珠絲杠螺母副未預緊時的傳動效率。=0.9工作臺上的最大軸向載荷折算到電動機軸上的負載轉矩為：=×12.54=0

22、.01N·m在最大外載荷下工作時，電動機軸上的總負載轉矩：=0.010.1=0.11N·m根據下列公式計算正常運轉時所需步進電動機的最大靜轉矩=0.220.37 N·m于是空載啟動時電動機軸上的最大靜轉矩為：=9.80.1=9.9N·m我初步選定電機為三相雙六拍的電機，根據與選取啟動時所需步進電動機的最大靜轉矩的關系：=11.43 N·m所以根據：選定110BYG3502步距角：0.6度 相數：3 靜轉矩：12N·m 轉動慣量：11kg·=0.11×kg·尺寸圖如下：慣量匹配驗算 電機軸上的總當量負載轉動

23、慣量和電機軸自身轉動慣量的比值應控制在一定范圍內，既不應太大，也不應太小。如果太大，則伺服系統的動態特性主要取決于負載特性，由于工作條件（如工作臺位置）的變化而引起的負載質量，剛度，阻尼等的變化，將導致系統動態特性也隨之產生較大的變化，使伺服系統綜合性能變差，或給控制系統設計造成困難。如果該比值太小，說明電動機選或傳動系統設計不太合理，經濟性較差。為了系統慣量達到較合理的匹配，一般應將該比值控制在下式所規定的范圍內：1=0.791說明慣量匹配合理。電動機最大運行頻率確定 步進電動機在運行的輸出轉矩隨運行頻率增加而下降，因而應根據所計算出的負載轉矩，按電動機運行矩頻特性曲線來確定最大運行頻率，并要求實使用的運行頻率低于這一允許的最大運行頻率。下圖：當=0.11N·m時 電機的運行頻率f10000HZ，而根據V=60f算得實際使用的運行頻率為=4800