銑床伺服進給系統的設計計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u22411銑床伺服進給系統的設計計算案例 192391.1引言 1160291.2滾珠絲桿的計算及選擇 1104311.2.1X方向進給的計算 1201351.2.2滾珠絲杠的安裝 6152831.2.3滾珠絲杠螺母副的支承方式 6300071.3軸承的選用和計算 6122571.3.1軸承的載荷計算 7201451.3.2軸承的派生軸向力計算 7144741.3.3軸承的軸向載荷計算 7205001.3.4軸承的當量動載荷計算 7210971.4同步帶輪傳動的設計和計算 8225281.4.1確定梯形齒同步帶輪的基本參數 8110451.4.2確定帶的中心距 9104671.4.3選擇帶的類型 1085341.5電機的選擇和計算 1175281.5.1確定電機的類型 1124631.5.2伺服電機的計算 11127141.5.3電機的安裝 12引言把手動進給形式修改為通過一臺電機作為傳動，電機從而帶動同步帶輪。然后，對帶動絲杠上進行轉速控制。想著提高傳動平穩性和精度選擇旋轉式滾珠絲杠,它比普通螺桿,球傳動鉛螺桿的效率要高得多,即便它們處于低速,也不會再爬行。同時還能夠直接實現滾珠的預緊,由于其對軸向的剛度比較高,反向的情況下不會在此時出現任何空移動行程,定位精度高。滾珠絲桿的計算及選擇X方向進給的計算1）切削力的估算參考其他銑床電動機的功率以及在主軸上的傳動功率,對于在工作臺上進行切削力的影響進行了逆推。主要的傳動功率等于:—切削功率—空載功率—附加功率空載功率指的是在機床不發生切割力時所需要消耗的。現在采取。附加功率是指在對一些工件進行銑削和加工時,會產生一個較高的切削負荷,它會增大一些傳動件消耗的機械功率。其直接和切削機械載荷的大小密切相關,其計算公式為:所以總的功率是：處于進給傳動中的切削功率:主軸上的傳動功率為，電動機功率為切削時主軸的轉矩取，則2）該部位承載能力的計算當我們使用移動負載的當量來用滾珠絲杠時，必須要確保在某個軸向載荷之后使用旋轉鉛螺桿，并且不會在在其滾筒上產生疲勞。該軸向載荷的最高值是由滾珠絲杠最大的可動負載燕尾形導軌：本文所述機器導軌采用燕尾導軌，表面粘聚乙烯軟帶，查資料知,，工作臺重量為，工件與夾具之間的最大重量為帶入數值可得：,取絲桿平均轉速：其中：—最大切割力下的飼料速度—滾珠絲杠導程工作壽命，單位為：則式中為運轉系數此時無沖擊取—精度系數，取－軸向平均載荷最初選用螺桿類型為。=2\*GB3②最大靜載荷滿足式中—滾珠絲杠的最大軸向載荷；—靜態安全系數2所選的絲杠的靜載荷為，靜態安全系數取，將其代入式中可以由此求得：而，顯而易見，滿足其條件。=3\*GB3③穩定性驗算產生不穩定影響的是關鍵負載由下式可知式中—絲杠公稱直徑—滾珠直徑式中—絲杠底徑—絲杠最大受壓長度而，應當滿足：=4\*GB3④臨界轉速可以為高速長線桿諧振，并且需要臨界速度，不會發生最大諧振速度是臨界速度。。式中—絲杠支承方式系數絲杠最大的轉速，是滿足條件的條件的。根據上述驗證，鍵絲桿選擇型號。2）工作臺向的計算①方向的計算方法基本上與方向相同。如果您符合要求，請選擇此模型滾珠絲杠，如果您不符合要求，您將按如上所述重新選擇。估計了切割力，并且沒有必要重復計算。接下來，然后計算定量移動負載和最大靜態負載。所以查表可得：，軸向載荷平均值：最大的切削力下進給速度是：，取絲杠平均轉速：工作壽命：—運轉系數，查表得：，則選取螺桿=2\*GB3②靜載荷該絲杠的靜載荷為而不大于其額定的靜載荷，符合條件=3\*GB3③穩定性驗算細長螺桿受到壓縮載荷時，不穩定的最大壓縮負載是臨界負載臨界載荷：為一端固定，一端游動的滾珠絲杠支承方式系數而，符合其條件（同上）：=4\*GB3④臨界轉速可以為高速長線桿諧振，并且需要臨界速度，并且不會發生最大諧振速度是臨界速度。查手冊得：臨界轉速：，滿足條件。得到了方向可用滾珠絲杠，滾珠絲杠的型號選擇為。滾珠絲杠的安裝x，y需要將螺母座椅配置為滾珠絲杠，選擇一個螺釘表，在安裝螺釘時，已安裝軸承，安裝鉸鏈螺桿Tighs。螺釘表用作參考表面作為參考表面，移動滑塊將滑塊移動到準線凸塊。根據國家標準，螺桿誤差為0.02%。主線主要檢測來自鉛螺桿的兩個方面：一個是螺釘的上部交換線。此時，針因此垂直于螺桿上的匯流條;第二次來自引線桿的側母線。要返回電線的鉸鏈并切割銅棒以輕輕挖掘誤差的精度0.02%，然后啟動固定懸架角度以到達固定螺釘。YZ方向向上述相同安裝。滾珠絲杠螺母副的支承方式常用螺桿具有以下形式：一端固定，一端自由、兩端游動、一端固定一端游動、兩端固定。本次采用一端固定一端游動的方法。根據改進設計，為了防止伸長熱變形。因此，X，Y是一端的支撐方法，一端進行浮動。軸承的選用和計算在這里軸承主要作為滾珠絲杠的支撐，它可以承受軸向載荷，也可承受的徑向載荷。根據滾珠絲杠的支撐模式，選擇角接觸球軸承。查表可知型角接觸球軸承基本額定動載荷，型角接觸球軸承基本額定動載荷為，。軸承的載荷計算1）確定徑向載荷圖4-3軸承受力圖2）確定徑向載荷軸承的派生軸向力計算查表可知，單個角接觸軸承的派生軸向力為，得軸承的軸向載荷計算軸承外加的軸向力壓緊端為軸承I端，放松端為軸承II端軸承的當量動載荷計算查表得載荷系數軸承Ⅰ的當量動載荷查表得：，軸承Ⅱ的當量動載荷查表得：，驗算其壽命本次設計所需軸承在常溫下工作，查表可知，球軸承，則軸承I的壽命軸承Ⅱ的壽命簡而言之，軸承符合所需壽命。同步帶輪傳動的設計和計算確定梯形齒同步帶輪的基本參數（1）確定設計功率設計功率，為載荷修正系數由上述提及工作條件查表，取則（2）選取帶的截面形狀和節距按和電機轉速查表選定為L型，（3）選取傳動比皮帶驅動是機械中常見的傳遞動力的方式。銑床的傳動機構與電動機直接連接，所選傳動比（4）小帶輪齒數由皮帶選型鎖定參數和小帶輪的轉速，查表可以得到小帶輪的最小齒數，這里，所以大帶輪的最少齒數（5）小帶輪的節圓直徑查表得其外徑其中為節根距（6）大帶輪節圓直徑查表得其外徑（7）帶傳動速度確定帶的中心距（1）初定軸間距查機械設計手冊得初定（2）帶長及其齒數的確定查閱相關數據表采用帶長代號為150的L型同步帶，節線長度，節線長上的齒數為（3）實際的軸間距選擇帶的類型（1）小帶輪嚙合齒數的確定（2）基本額定功率的確定由小帶輪轉速及節圓直徑查表可得（3）帶寬選擇代號為075的帶寬：當時，當時，當時，此處取，可得已知，得帶輪寬度（同上）Y、Z方向帶輪取帶寬代號為075的L型帶，帶寬為電機的選擇和計算確定電機的類型考慮交流伺服電機的性能遠優于步進電機控制，調試簡單,所以選擇該電機。伺服電機的計算（1）電機轉矩計算加速力矩摩擦力矩附加摩擦力矩電機力矩根據快速加載的起動時刻，它應該是一個小于電動機的最大扭矩。，即因而采用最大扭矩為功率為的交流伺服電機。（2）負載慣量計算=1\*GB3①工件、夾具與工作臺的最大質量，同時折算到電機軸上的慣量式中：—工作臺移動速度—電機的角速度—總質量=2\*GB3②絲杠用在電動機軸上的轉動慣量,絲杠的直徑為長度,絲杠材料密度為。通過下方公式進行計算：=3\*GB3③軸承加上鎖緊螺母等的慣量可直接查手冊得：=4\*GB3④負載總慣量根據小型的數控機床，，可以采用伺服電機的轉子慣性適宜在范圍之內。根據上述計算,選擇