數控臥式加工中心主軸箱及進給機構設計【含cad圖紙+SolidWorks三維圖】

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主電動機的功率 4kw 主軸電動機轉速 1500r/min 機床外行尺寸（長×寬×高） 2488×1200×2710mm×mm×mm 機床凈重 500kg 1.2機床主要部件及其運動方式的選定 1.2.1主運動的實現 因所設計的臥式加工中心要求能進行車、銑和鏜，橫向方向的行程比較大，因而采用工作臺不動，而主軸箱各軸向擺放為臥式的機構布局；采用交流無級調速電動機實現無級調速，并且串聯有級變速箱來擴大變速范圍。為了使主軸箱在數控的計算機控制上齒輪的傳動更準確、更平穩(wěn)、工作更可靠，主軸箱主要采用離合器交換齒輪的有級變速。 1.2.2給運動的實現 本次所設計的機床進給運動均由單片機進行數字控制，因此在X、Y、Z三個方向上，進給運動均采用滾珠絲杠螺母副，其動力由步進電機通過調隙齒輪傳遞。 1.2.3數字控制的實現 采用單片機控制，各個控制按鈕均安裝在控制臺上，而控制臺擺放在易操作的位置，這一點須根據實際情況而定。 1.2.4機床其他零部件的選擇 考慮到生產效率以及生產的經濟性，機床附件如油管、行程開關等，以及標準件如滾珠絲杠、軸承等均選擇外購形式。 1.3機床總體布局的確定 1.3.1確定主軸箱傳動系統方案： 主傳動系統是用來實現機床主運動的傳動系統，它應具有一定的轉速（速度）和一定的變速范圍，以便采用不同材料的刀具，加工不同材料、不同尺寸、不同要求的工件，并能方便地實現運動的開停、變速、換向和制動等。 加工中心主傳動系統主要包括電動機、傳動系統和主軸部件，它與普通機床的主傳動系統相比在結構上比較簡單，這是因為變速功能全部或大部分由主軸電動機的無級調速來承擔。 機床上常用的變速電動機有直流電動機和交流變頻電動機，在額定的轉速上為恒功率變速，通常變速范圍僅為2-3；額定轉速以下為恒轉矩變速，調整范圍很大，變速范圍可大30甚至更大。上述功率和轉矩特性一般不能滿足機床的使用要求。為了擴大恒功率調速范圍，在變速電動機和主軸之間串聯一個有級變速箱。 本機床采用交流調速電機變速，為了在變速范圍內，滿足一定恒功率和恒轉矩的要求，為了進一步擴大變速范圍，在后面串聯機械有級變速裝置。 1.3.2確定主軸箱有級變速級數： 取變速箱的公比為等于電動機的恒功率變速范圍，即，功率特性圖是連續(xù)的，無缺口和無重合。如變速箱級數為Z，則主軸的恒功率變速范圍等于 變速箱的變速級數可得出： 主軸要求的恒功率變速范圍 電動機的恒功率變速范圍 取變速箱的公比 故變速箱的變速級數 故通過圓整取 Z=12。 1.3.3確定各齒輪的齒數： 在確定齒輪齒數時應注意：齒輪的齒數和不應過大，以免加大兩軸之間的中心距，使機床的結構龐大，而且增大齒數和還會提高齒輪的線速度而增大躁聲，所以在設計時要把齒數和控制在；為了控制每組嚙合齒輪不產生根切現象，使最小齒數，因而齒輪的齒數和不應過小。 受結構限制的個齒輪（尤其是最少齒輪），應能可靠地裝到軸上或進行套裝；齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽（m為模數），以保證有足夠強的強度，避免出現變形或斷裂現象。應保證： 標準直齒圓柱齒輪，其最少齒根直徑，代入上式可得： 式中：——齒輪的最少齒數； ——齒輪模數； ——齒輪鍵槽頂面至軸心線的距離。 由于此傳動在同一變數組為同模數傳動，各對齒輪的齒數的齒數之比，必須滿足傳動比；當各對齒輪的模數相同，且不采用變位齒輪時，則各對齒輪的齒數和必然相等，可列出： 式中：——分別為J齒輪副的主動與從動齒輪的齒數； ——J齒輪副的傳動比； ——齒輪副的齒數和。 由上述公式可得： 因此，選定了齒數和，便可以計算出各齒輪的齒數，或者由上式確定出齒輪副的任一齒輪后，用上式算出另一齒輪的齒數。 查表選擇齒輪的齒數： 其中a代表二軸，b代表三軸，c代表四軸，d代表主軸。 1.3.4擬定主運動轉速圖： 由上述計算得，12級轉速各傳動組中傳動數的確定方案有： 12=4×3 ，12=3×4 ，12=3×2×2， 12=2×3×2， 12=2×2×3 按照“前多后少”的原則，確定各傳動組的傳動副數為12=3×2×2。根據“前密后疏”的原則，確定基本組在前，后面依次擴大，因此得結構式為 ， 第二擴大組的兩個傳動比連線之間，相距格數應為，變速范圍是，在允許的范圍內，所選定的結構式共有三個傳動組。 因此變速機構需要四軸，再加上電動機軸共五軸，故轉速圖有五條豎線。由于齒輪傳動比受到的限制，現在傳動組C的變速范圍為?？芍@個傳動組中兩個傳動副的傳動比必然是極限值，即 該傳動組的升降速度傳動比都達到了極限值，就確定了軸Ⅲ的六級轉速只有一種可能，即為180～1000r/min。 軸Ⅱ-Ⅲ之間，兩條傳動比連線間應相距3格，取 ，因此，確定軸Ⅱ的轉速為355～710 r/min。對于軸Ⅰ，取 于是決定了軸Ⅰ的轉速為1000 r/min，電動機軸與軸Ⅰ之間為齒輪傳動，傳動比為1000：1440，綜合上述，主軸的調速范圍：45.63.90.125.180.250.355.5000.710.1000.1400.2000。轉速圖如下： 圖2.1 加工中心轉速圖 2.主運動的設計計算 2.1電動機的選擇 2.1.1電動機的功率的計算 查《機床主軸/變速箱設計指導》： 端銑：硬質合金端銑刀，銑刀材料是45號鋼； 1） 主切削力 公式中 背吃刀量， 每齒進給量 刀具直徑 銑刀齒數z=4,選 銑刀轉速 所以主切削力 2）切削功率 銑削過程中消耗的功率主要按圓周切削力和銑削速度進行計算 進給運動也消耗一些功率，一般情況下，所以總的切削力功率 ，由此可估算銑床主電動機的功率；，取， 2.1.2電動機參數的選擇 在選擇電動機時，必須使得，根據這個原則，查《機械設計手冊》選取Y112M-4型電動機，功率為4kw。其基本參數如下(單位為mm): 滿載轉速為1440r/min 2.2齒輪傳動的設計計算 由于直齒圓柱齒輪具有加工和安裝方便、生產成本低等優(yōu)點，而且直齒圓柱齒輪也能滿足傳動設計要求，所以本次設計選用漸開線直齒圓柱齒輪傳動；主軸箱中的齒輪用于傳遞動力和運動，它的精度直接與工作的平穩(wěn)性、接觸誤差及噪聲有關。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都選用較高的精度，但考慮到制造成本，本次設計都選用7-6-6的精度。具體設計步驟如下： 2.2.1模數的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞計算齒輪模數比較復雜，而且有些系數只有在齒輪各參數都已知道后方可確定，所以只在草圖畫后校核用。在繪草圖之前，先估算，再 標準齒輪模數。 齒輪彎曲疲勞的估算公式： 齒面點蝕的估算公式： 其中為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。 由中心距A及齒數、求出模數： 根據估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數。 前面已求得各軸所傳遞的功率，各軸上齒輪模數估算如下： 第一對齒輪副 所以，第一對齒輪副傳動的齒輪模數應為 第二對齒輪 所以，第二對齒輪副傳動的齒輪模數應為 第三對齒輪副 所以，第三對齒輪副傳動的齒輪模數應為 第四對齒輪副 所以，第三對齒輪副傳動的齒輪模數應為 綜合上述，為了降低成本，機床中各齒輪模數值應盡可能取相同，但因為V軸的轉速比較小，扭矩比較大，為了增加其強度和在主軸上能起到飛輪的作用，需增加V軸齒輪的幾何尺寸。所以，本次設計中在Ⅰ→Ⅲ對齒輪模數均為 ，在Ⅳ→Ⅴ對齒輪上就取 2.2.2齒輪分度圓直徑的計算 根據漸開線標準直齒圓柱齒輪分度圓直徑計算公式可得各個傳動副中齒輪的分度圓直徑為：單位（mm） 2.2.3齒輪寬度B的確定 齒輪影響齒的強度，但如果太寬，由于齒輪制造誤差和軸的變形，可能接觸不均勻，反而容易引起振動和噪音。一般取B=（6～10）m。本次設計中，取主動輪寬度B=9m=18mm(最后一對齒輪也取B=79m=18mm)。 2.2.4齒輪其他參數的計算 根據《機械原理》中關于漸開線圓柱齒輪參數的計算公式及相關參數的規(guī)定，齒輪的其他參數都可以由以上計算所得的參數計算出來，本次設計中，這些參數在此不在一一計算。 2.2.5齒輪結構的設計 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構的要求也不同，七級精度的齒輪，用較高精度的滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾或插后要剃齒，使精度高于7級，或者淬火后再珩齒。6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須達到6級。機床主軸箱中的齒輪齒部一般都需要淬火。 2.2.6齒輪的校核（接觸疲勞強度） ∵計算齒輪強度用的載荷系數K，包括使用系數，動載荷系數，齒間載荷分配系數及齒向載荷分布系數，即： 齒輪接觸疲勞強度滿足，因此接觸的應力小于許用的接觸應力。其他齒輪也符合要求，故其余齒輪不需驗算，在此略去。 2.3軸的設計計算 2.3.1各傳動軸軸徑的估算 滾動軸承的型號是根據軸端直徑確定的，而且軸的設計是在初步計算軸徑的基礎上進行的，因此先要初算軸徑。軸的直徑可按扭轉強度法用下列公式進行估算。 對于空心軸，則 式中， P——軸傳遞的功率，KW； n——軸的計算轉速，r/min; ——其經驗值見表 取的值為1.5。 （1）、計算各傳動軸傳遞的功率P 根據電動機的計算選擇可知，本次設計所用的電動機額定功率，各傳動軸傳遞的功率可按下式計算： 由傳動系統圖可以看出，本次設計中采用了聯軸器和齒輪傳動，及軸承。則各軸傳遞的功率為： 所以，各傳動軸傳遞的功率分別為： （2） 估算各軸的最小直徑 本次設計中，考慮到主軸的強度與剛度以及制造成本的經濟性，初步選擇主軸的材料為40Cr，其他各軸的材料均選擇45鋼，取A0值為115，各軸的計算轉速可推算出為： 所以各軸的最小直徑為： 在以上各軸中，因有些軸上開有平鍵或花鍵，所以為了使鍵槽不影響軸的強度，應將軸的最小直徑增大到5%，將增大后的直徑圓整后分別取各軸的最小直徑為： 對于主軸應該應用公式； 故主軸為考慮到軸上有花鍵，所以應將軸的最少直徑增大5%，將增大的直徑在圓整后取 2.3.2各軸段長度值的確定 各軸段的長度值，應根據主軸箱的具體結構而定，且必須滿足以下的原則；應滿足軸承及齒輪的定位要求。 2.3.3軸的剛度與強度校核 （1）軸的受力分析及受力簡圖 由主軸箱的展開圖可知，該軸的動力源由電動機通過彈性聯軸器傳遞過來，而后通過齒輪將動力傳遞到下一根軸。其兩端通過一對角接觸軸承將力轉移到箱體上去。由于傳遞的齒輪采用的是直齒圓柱齒輪，因此其軸向力可以忽略不計。所以，只要校核其在XZ平面和YZ平面的受力。軸所受載荷是從軸上零件傳來的，計算時常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作鉸鏈支座上的糧，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關。其受力簡圖如下： 在XZ平面內： 圖2.2 XZ平面受力分析 在YZ平面內： 圖2.3 YZ平面受力分析 （2）作出軸的彎矩圖 根據上述簡圖，分別按XZ平面及YZ平面計算各力產生的彎矩，并按計算結果分別作出兩個平面的上的彎矩圖。 則該軸在XZ平面內的彎矩圖為： 圖2.4 XZ平面內的玩矩 同理可得在YZ平面內的彎矩圖為： 圖2.5 YZ平面內的彎矩 （3）作出軸的扭矩圖 由受力分析及受力簡圖可知， 則扭矩圖為： 圖2.6 扭矩圖 （4）作出總的彎矩圖 由以上求得的在XZ、YZ平面的彎矩圖，根據可得總的彎矩圖為： 圖2.7 合成彎矩圖 （5）作出計算彎矩圖 根據已作出的總彎矩圖和扭矩圖，則可由公式求出計算彎矩，其中是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產生應力的循環(huán)特性差異的系數，因通常由彎矩產生的彎曲應力是對稱循環(huán)的邊應力，而扭矩所產生的扭轉切應力則常常不是對稱循環(huán)的變應力，故在求計算彎矩時，必須計及這種循環(huán)特性差異的影響。既當扭轉切應力為靜應力時，取a=0.3;扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取a=0.6；若扭矩切應力也為對稱循環(huán)變應力時，則取a=1。應本次設計中扭轉切應力為靜應力，所以取a=0.3，則計算彎矩圖為： 圖2.8 計算彎矩圖 （6）校核軸的強度 選擇軸的材料為45鋼，并經過調質處理。由機械設計手冊查得其許用彎曲應力為60MP，由計算彎矩圖可知，該軸的危險截面在B的作用點上，由于該作用點上開有花鍵，由機械設計可查得其截面的慣性矩： 其中Z為花鍵的數目，在本次設計中，所以其截面的慣性矩為W=273.5 根據標準直齒圓柱齒輪受力計算公式可得圓周力與徑向力： 其中T1為小齒輪傳遞的扭轉，；為嚙合角，對標準齒輪，?。? 而與分別對應與XZ平面及平面YZ的力。各段軸的長度可從2號A0圖中得出，則根據前面的公式可得出該軸危險截面的計算彎矩為：，則該軸危險截面所受的彎曲應力為：，所以該軸的強度滿足要求。其余各軸的校核步驟跟Ⅲ軸一樣，在此就不在校其余各軸。 2.3.4主軸的確定 主軸的構造和形狀主要決定與主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承等零件的類型、數量、位置和安裝定位方法等。應能保證定位準確、安裝可靠、連接牢固、裝卸方便，并能傳遞足夠的轉矩。 （1）主軸材料的選擇 考慮到主軸的剛度及強度，選擇主軸的材料為40Cr，并經過調質處理； （2）主軸結構的確定 ①主軸直徑的選擇 根據機床主電動機功率來確定 ∵P=2.96KW，屬于中等以上轉速，中等以下載荷的機床 ∴可取=50～70mm ②主軸內孔直徑 其中 ，---空心主軸的剛度和截面慣性矩 ，---實心主軸的剛度和截面慣性矩 當則主軸的剛度急劇下降，故取 主軸的結構應根據主軸上應安裝的組件以及在主軸箱里的具體布置來確定，主軸的具體結構已在三維圖上表達清楚。 ③提高主軸的性能措施 A、提高旋轉精度 提高主軸組件的旋轉精度，首先是要保證主軸和軸承具有一定的精度，此外還可以采取一些工藝措施。如選配法、裝配后精加工。 B、改善動態(tài)特性 主軸應有較高的動剛度和較大的阻尼，使得主軸組件在一定副值的周期性激振力作用下，受迫振動的振幅較小。通常，主軸組件的固有頻率是而后內高的，遠遠高于主軸的最高轉速，故不必考慮共振問題，按靜態(tài)處理。 C.控制主軸組件溫升 主軸運轉時滾動軸承的滾動體在滾道中磨擦、攪油，滑動軸承乘載油膜受到剪切內磨擦，均會產生熱量，使軸承溫度上升。故控制主軸組件溫升和熱變形，提高其熱穩(wěn)定性是十分必要的。主要有兩項措施。 1、減少支承發(fā)熱量。 2、采用散熱裝置。通常用熱源隔離法、熱源冷卻法和熱平衡法。 主軸的主要尺寸是根據結構上確定的，一般的直徑取值都大于初始值的好幾倍， 故主軸的剛度一般都能滿足要求。在此就免于校核。 2.4離合器的選用 離合器在機器運轉中可將傳動系統隨時分離或接合，對離合器的要求有：接合平穩(wěn)，分離迅速徹底；調節(jié)和修理方便；外廓尺寸小；質量?。荒湍バ院煤陀凶銐虻纳崮芰?；操作方便省力。；離合器的類型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦式。由主軸箱的結構尺寸限制，我選用了無滑環(huán)式多片摩擦式。由主軸箱的結構尺寸限制，我選用了無滑環(huán)濕式多片摩擦電磁式離合器，此類型的離合器防爆性能好，徑向尺寸較小。選型號DLM9-25。其結構尺寸如下： 3. 進給系統的設計計算 ---臥式加工中心工作臺（X軸）設計 3.1概述 3.1.1技術要求 工作臺、工件和夾具的總質量m=918 kg（所受的重力W=9000N），其中，工作臺的質量 (所受的重力W=5000N）;工作臺最大行程；工作臺快速移動速度;工作臺采用滾動直線導軌，導軌的動、靜摩檫系數均為0.01；工作臺的定位精度為20，重復定位精度為8；機床的工作壽命為20000h（即工作時間為10年）。 機床采用主軸伺服電動機，額定功率，機床采用端面銑刀進行強力切削，銑刀直徑，主軸轉速，切削狀況如下表所示： 表3.1 加工中心切削狀況 切削方式 進給速度/（m/min） 時間比例/（%） 備注 強力切削 0.6 10 主電動機滿功率條件下切削 一般切削 0.8 30 粗加工 精加工切削 1 50 精加工 快速進給 20 10 空載條件下工作臺快速進給 表3.1 3.1.2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）工作臺工作面尺寸（寬度×長度）確定為400mm×1200mm。 （2）工作臺導軌采用滾動直線導軌。 （3）對滾動絲杠螺母副進行預緊。 （4）采用伺服電動機驅動。 （5）采用錐環(huán)套筒聯軸器將伺服電動機與滾珠絲杠直連。 3.2設計計算 3.2.1主切削力及其切削分力計算 （1）計算主切削。 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，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 若機械效率，則由公式可以計算主切削力： （2）計算各切削分力 根據經驗可得工作臺縱向切削力、橫向切削力 和垂直切削力分別為 3.2.2導軌摩檫力的計算 （1）由公式計算在切削狀態(tài)下的導軌摩檫力，此時導軌摩檫系數，查表得導軌緊固力，則 N 又由公式計算在不在切削狀態(tài)下的導軌摩檫力和導軌靜摩檫力。 3.2.3 計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力 （1）由公式計算最大軸向負載力 （2）由公式計算最小軸向負載力 3.2.4滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算 （1）確定滾珠絲杠的導程 根據已知條件，取電動機的最高轉速，可得 （2）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速和平均載荷 1）.估算在各種切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷，將估算結果填入下表 表3.2 臥式加工中心滾珠絲杠的計算 切削方式 軸向載荷/N 進給速度/（m/min） 時間比例/（%） 備注 強力切削 935.1 10 一般切削（粗加工） 277.44 30 精細切削（精加工） 137.16 50 快移和鉆鏜定位 90.4 10 2).計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉速。 3）.由公式計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速。 其中代表時間比例系數 4）.由公式計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷 （3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 1）.由預期工作時間按公式計算。查表 表3.3 載荷性質系數 載荷性質 無沖擊（很平穩(wěn)） 輕微沖擊 伴有沖擊或振動 1—1.2 1.2—1.5 1.5—2 根據載荷性質，有輕微沖擊，取載荷性質=1.3； 查表 表3.4 精度系數 精度等級 1、2、3 4、5 7 10 1 0.9 0.8 0.7 根據初步選擇滾珠絲杠的精度等級為2級精度，取精度系數； 查表 表3.5 可靠性系數 可靠性（%） 90 95 96 97 98 99 1 0.62 0.53 0.44 0.33 0.21 一般情況下可靠性應達到97%，故取可靠性系數。 2）.因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊，所以還可以按公式估算最大軸向載荷。查表 表3.6 預加載荷系數 預加載荷類型 輕預載 中預載 重預載 6.7 4.5 3.4 按中預載選取預加載荷系數則 3）.確定滾珠絲杠預期的額定動載荷，取上兩種結果的最大值，即 4）.按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底經 ① 估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形。 已知工作臺的定位精度為20，重復定位精度為8，根據公式計算以及定位精度和重復定位精度的要求得 取上述計算結果的最小值，即。 ② 估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑。 本工作臺（X軸）滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用一端固定，一端游動的支承方式，滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為 又可得 5）.初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 根據計算所得的、、和結果的需要，初步選擇FFZD型內循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副，型號為：FFZD4010-3，其公稱直徑、基本導程、額定動載荷和絲杠底徑如下： 故滿足要求。 6）.確定滾珠絲杠螺母副的預緊力 由式得 7）.確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號 ①由公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由式計算軸承的基本額定動載荷。 已知軸承的工作轉速與滾珠絲杠的當量轉速相同，??；軸承的基本額定載荷壽命，軸承所承受的軸向載荷。軸承的徑向載荷和軸向載荷分別為 因為所以查表得，徑向系數X，軸向系數Y分別為，故 3.2.5確定軸承的規(guī)格型號 因為滾珠絲杠螺母副擬采用一端固定、一端游動的支承方式，所以將在固定端選用角接觸球承組背對背安裝，以承受兩個方向的軸向力。由于滾珠絲杠螺母副的底徑為，所以選擇軸承的內徑為，以滿足滾珠絲杠結構的需要。 選擇國產角接觸球承兩件一組背對背安裝，型號為760206TNI/P4DFA，尺寸（內徑×外徑×寬度）為，選用油脂潤滑。該軸承的預載荷能力為1450N，大于計算所得的軸承預緊力。在油脂潤滑狀態(tài)下的極限轉速為，高于本機床滾珠絲杠的最高轉速，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為 ，而該軸承在工作壽命下的基本額定動載荷，故也滿足要求。 3.3工作臺部件的裝配圖設計 圖3.1工作臺設計 3.4滾珠絲杠螺母副的承載能力的校驗 3.4.1.滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗 根據圖得滾珠絲杠螺母副的最長受壓長度，絲杠水平安裝時， 本工作臺滾珠絲杠螺母副的最大軸向壓縮載荷為遠小于其臨界壓縮載荷的值，故滿足要求。 3.4.2 滾珠絲杠螺母副臨界轉速的校驗 由圖可得滾珠絲杠螺母副臨界轉速的計算長度，其彈性模量， 已知材料密度安全系數由表得與支承有關的系數。 滾珠絲杠的最小慣性矩為 滾珠絲杠的最小截面積為 由式得 本工作臺滾珠絲杠螺母副的最高轉速為2000r/min，遠小于其臨界轉速，故 滿足要求。 3.4.3滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗 查表得滾珠絲杠螺母的額定動載荷，軸向載荷，運轉條件系數，滾珠絲杠的轉速，由公式得 一般來講，在設計數控機床時，應保證滾珠絲杠螺母副的總工作壽命故滿足要求。 3.5計算機械傳動系統的剛度 3.5.1機械傳動系統的剛度計算 （1）計算滾珠絲杠的拉壓剛度。 本機床工作臺的絲杠支承方式為一端固定、一端游動。由圖可知，滾珠絲杠螺母中心至固定端的距離時，滾珠絲杠具有最小拉壓剛度，由式得 當時，滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度，由公式得 （2）計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度。 已知軸承接觸角，滾動體直徑，滾動體個數軸承的最大軸向工作載荷，可得 （3）計算滾珠與滾道的接觸剛度。 查表得滾珠絲杠的剛度，額定動載荷，滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷，又公式得 （4）計算進給傳動系統的綜合拉壓剛度。 由公式得進給傳動系統的綜合拉壓剛度的最大值為 故。 由公式得進給傳動系統的綜合拉壓剛度的最小值為 故。 3.5.2 滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度計算 由圖可知，扭轉作用點之間的距離，剪切模量， 滾珠絲杠的底徑故由公式得 3.6驅動電動機的選型與計算 3.6.1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。 已知滾珠絲杠的密度，可得 （2）計算聯軸器的轉動慣量。 （3）由公式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(zhí)行部件（即工作臺、工件和夾具）的總質量，電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離則 （4）由式計算加在電動機軸上總的負載轉動慣量 3.6.2計算折算到電動機軸上的負載力矩 （1）由式計算切削負載力矩。 切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力，電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離進給傳動系統的總效率，則 （2）由式計算摩擦負載力矩。 在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力故 （3）由式計算滾珠絲杠的預緊而產生的附加負載力矩。 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，則 3.6.3計算坐標軸折算到電動機軸上各種所需的力矩 （1）由公式計算線性加速力矩。 已知機床執(zhí)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。取進給伺服系統的位置環(huán)增益則加速時間，故 (2)計算階躍加速力矩。 加速時間故 計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩。 ①由公式計算線性加速時的空載啟動力矩。 ②由公式計算階躍加速時的空載啟動力矩。 ③由公式計算空載時的快進力矩力矩。 ④由公式計算切削時的工進力矩 3.6.4選擇驅動電動機的型號 （1）選擇驅動電動機的型號。 根據以上計算和表格，選擇日本FANUC公司生產的a12/3000i型交流伺服電動機為驅動電動機。其主要技術參數如下：額定功率，3KW；最高轉速，3000r/min;額定力矩，；轉動慣量，；質量，18kg。 交流伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的5～10倍，若按5倍計算，該電動機的加速力矩為，均大于本機床工作臺線性加速時的空載啟動力矩或階躍加速時的空載啟動力矩，所以，不管采用何種加速方式，本電動機均滿足加速力矩要求。 該電動機的額定力矩為，均大于本機床工作臺的快進力矩或工進力矩。因此，不管是快進還是工進，本電動機均滿足驅動力矩的要求。 （2）慣性匹配驗算 為了使機械傳動系統的慣量達到較合理的匹配，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下式，即 在本設計中，，故滿足要求。 3.7機械傳動系統的動態(tài)分析 3.7.1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滾珠絲杠螺母副和機床執(zhí)行部件的等效質量為，其中分別為機床執(zhí)行部件的質量和滾珠絲杠螺母副的質量，已知則 3.7.2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的總當量轉動慣量為 又絲杠的扭轉剛度則 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。 3.8機械傳動系統的誤差計算與分析 3.8.1計算機械傳動系統的反向死區(qū) 已知進給傳動系統的綜合拉壓剛度的最小值，導軌的靜摩擦力，由公式得 即故滿足要求。 3.8.2計算機械傳動系統由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差 由公式得 即，故滿足要求。 3.8.3計算滾珠絲杠因扭轉變形產生的誤差 （1）由公式計算由扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量。 負載力矩。由圖得扭矩作用點之間的距離，絲杠底徑，則 （2）由該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。由公式得 3.9確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號 3.9.1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(huán)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，查表得查表得，當螺紋長度為時，故滿足設計要求。 3.9.2確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號為FFZD4010-3-P2/1105×850，其具體參數如下。公稱直徑與導程：40mm,10mm；螺紋長度：850mm；絲杠長度：1150mm；類型與精度：P類，2級精度。 3.10滾珠絲桿副的預緊方式 為了消除間隙和提高滾珠絲桿副的剛度，可以預加載荷，使它在過盈的條件下工作，常用的預緊方式有：雙螺母墊片式預緊、雙螺母螺紋式預緊、雙螺母齒差式預緊等。預緊后的剛度可提高到無預緊時的2倍。但是，預緊載荷過大，將使壽命下降和摩擦力矩加大，通常，滾珠絲桿在出廠時，就已經由制造商調好預加載荷，并且預加載荷往往與絲桿副的額定動載荷有一定的比例關系。 雙螺母墊片式預緊：①調整方法：調整墊片厚度，使螺母產生軸向位移。②特點：結構見到，裝卸方便，剛度高；但調整不便，滾道有磨損時，不能隨時消除間隙和預緊，適用于高剛度重載傳動。 雙螺母螺紋式預緊：①調整方法：調整端部的圓螺母，使螺母產生軸向位移。②結構緊湊，工作可靠，調整方便，但準確性差，且易于松動，適用于剛度要求不高或隨時調節(jié)預緊的傳動。 雙螺母齒差式預緊：①調整方法：兩邊的下螺母的凸緣上有外齒，分別與緊固的螺母座4的內齒圈，兩個螺母向相同方向旋轉，每轉過一個齒，調整軸向位移。②能夠精確地調整預緊力，但結構尺寸較大，裝配調整比較復雜，適宜用于高度精度的傳動結構。 3.11齒輪傳動消隙 齒輪傳動的間隙也叫側隙，它是指一個齒輪固定不動，另一個齒輪能夠作出的最大角位移。傳動間隙是不可避免的，其產生的這樣原因有：由于制造及裝配誤差所產生的間隙，為使用熱膨脹而特意留出的間隙。為了提高定位精度和工作的平穩(wěn)性，要盡可能減小傳動間隙。除了提高制造和裝配精度外，消隙的主要途徑有：設計可調傳動間隙的機構；設置彈性補償元件。在這設計里我采用雙片直齒輪錯齒調整法來消除間隙。 4. 控制系統的設計 4.1控制系統總體方案的擬訂 機電一體化控制系統由硬件系統和軟件系統兩大部分組成?？刂葡到y的控制對象主要包括各種機床，如車床、銑床、，磨床等等?？刂葡到y的基本組成如下圖所示： 圖4.1 控制系統總體方案 控制系統總體方案 4.2總控制系統硬件電路設計 4.2.1單片機的設計 （1）MCS-51系列單片機的設計 MCS-51系列單片機的所有產品都含有8051除程序存儲器外的基本硬件，都是在8051的基本上改變部分資源（程序存儲器、數據存儲器、I/O、定時/計數器及一些其他特殊部件）。在控制系統設計中，我們采用的是8031，8031可尋址64KB字節(jié)程序存儲器和64KB字節(jié)數據存儲器。內部沒有程序存儲器，必須外接EPROM程序存儲器。8031采用40條引腳的雙列直插式封裝（DIP），引腳和功能分為三個部分。 a.電源及時鐘引腳 此部分引腳包括電源引腳。 電源引腳接入單片機的工作電源。 （40腳）：接+5V電源。 （20腳）：接地。 時鐘引腳（18、19腳）：外接晶體時與片內的反相放大器構成一個振蕩器，它提供單片機的時鐘控制信號。時鐘引腳也可外接晶體振蕩器。 （19）：接外部晶體的一個引腳。在單片機內部，它是一個反相放大器的輸入端。當采用外接晶體振蕩器時，此引腳應接地。 （18）：接外部晶體的另一端，。在單片機內部接至反相放大器的輸出端。若采用外部晶體振蕩器時，該引腳接受振蕩器的信號，即把信號直接接至內部時鐘發(fā)生器的輸入端。 b.控制引腳 它包括RST、 ALE 、等。此類引腳提供控制信號，有些引腳具有復用功能。 RST/VPD（9腳）：當振蕩器運行時，在此引腳加上兩個機器周期的高電平將使單片機復位（RST）。復位后應使此引腳電平為的低電平，以保證單片機正常工作。掉電期間，此引腳可接備用電源（VPD），以保持內部RAM中的數據不丟失。當下降到低于規(guī)定值，而VPD在其規(guī)定的電壓范圍內時，VPD就向內部RAM提供備用能源。 ALE/（30腳）：當單片機訪問外部存貯器時，ALE（地址鎖存允許）輸出脈沖的下降沿用于鎖存16位地址的低8位。即使不訪問外部存貯器，ALE端仍有周期性正脈沖輸出，其頻率為振蕩器頻率的1/6。但是，每當訪問外部數據存貯器時，在兩個機器周期中ALE只出現一次，即丟失一個ALE脈沖。ALE端可以驅動8個TTL負載。 （29腳）：此輸出為單片機內訪問外部程序存儲器的讀選通信號。在從外部程序存儲器指令（或常數）期間，每個機器周期兩次有效。但在此期間，每當訪問外部數據存儲器時，這兩次有效的信號不出現。同樣可以驅動8個TTL負載。 （31腳）：當端保持高電平時，單片機訪問的是內部程序存儲器，但當PC值超過某值時，將自動轉向執(zhí)行外部程序存儲器內的程序。當端保持低電平時，則不管是否有內部程序存貯器而只訪問外部程序存儲器。對8031來說，因其無內部程序存儲器。所以該引腳必須接地，既此時只能訪問外部程序存儲器。 c.輸入/輸出引腳 輸入/輸出（I/O）接口引腳包括P0口、P1口、P2口和P3口。 P0口（P0.0-P0.7）：為雙向8為三態(tài)I/O口，當作為I/O口使用時，可直接連接外部I/O設備。它是地址總線低8位及數據總線分時復用口，可驅動8個TTL負載。一般作為擴展時地址/數據總線口使用。 P1（P1.0-P1.7）：為8位準雙向I/O口，它的每一位都可以分別定義為輸入線或輸出線（作為輸入口時，鎖存器必須置1），可驅動4個TTL負載。 P2（P2.0-P2.7）：為8位準雙向I/O口，當作為I/O口使用時，可直接連接外部I/O設備。它是與地址總線高8位復用，可驅動4個TTL負載，一般作為擴展時地址總線的高8位使用。 P3（P3.0-P3.7）：為8位準雙向I/O口，是雙功能復用口，可驅動4個TTL負載。 （2）MCS-51單片機的時鐘電路 時鐘電路是計算機的心臟，它控制著計算機的工作節(jié)奏，MCS-51片內有一個反相放大器，引腳分別為該反相放大器的輸入端和輸出端，該反相放大器與片外晶體或陶瓷諧振器一起構成了一個自激振蕩器，產生的時鐘送至單片機內部的各個部件。單片機的時鐘產生方式有內部時鐘方式和外部時鐘方式兩種，大多單片機應用系統采用內部時鐘方式。 最常用的內部時鐘方式采用外接晶體和電容組成的并聯諧振回路，不論是HMOS還是CHMOS型單片機，其并聯諧振回路及參數相同。如下圖所示： 圖4.2 時鐘電路 MCS-51單片機允許的振蕩晶體可在1.2MHZ-24MHZ之間可以選擇，一般取11.0592MHZ。電容C1、C2的取值對振蕩頻率輸出的穩(wěn)定性、大小及振蕩電路起振速度有少許影響。C1、C2可在20PF-100PF之間選擇，一般當外接晶體時典型取值為30PF，外接陶瓷諧振器時典型取值為47PF，取60PF-70PF時振蕩器有較高的頻率穩(wěn)定性。 在設計印刷電路板時，晶體或陶瓷諧振器和電容應盡量靠近單片機引腳安裝，以減少寄生電容，更好地保證振蕩器穩(wěn)定和可靠的工作。為了提高溫度穩(wěn)定性，應采用NPO電容。 （3）MCS-51單片機的復位電路 計算機在啟動運行時都需要復位，使中央處理器CPU和系統中的其他部件都處于一個確定的初始狀態(tài)，并從這個狀態(tài)開始工作，單片機的復位都是靠外部電路實現的，MCS-51單片機有一個復位引腳RST，高電平有效。它是施密特觸發(fā)輸入，當振蕩器起振后，該引腳上出現兩個機器周期（即24個時鐘周期）以上的高電平，使器件復位，只要RST保持高電平，MCS-51便保持復位狀態(tài)。此時ALE，，P0口、P1口、P2口和P3口都輸出高電平。RST變位低電平后，退出復位狀態(tài)，CPU從初始狀態(tài)開始工作。復位操作不影響片內RAM的內容。 MCS-51單片機通常采用上電自動復位和按鈕復位兩種方式。通常因為系統運動等的需要，常常需要人工按鈕復位，如下圖所示： 圖4.3 復位電路 對于CMOS型單片機因RST引腳的內部有一個拉低電阻，故電阻R2可不接。單片機在上電瞬間，RC電路充電，RST引腳端出現正脈沖，只要RST端保持兩個機器周期上的高電平（因為振蕩器從起振到穩(wěn)定大約要10ms），就能使單片機有效復位，當晶體振蕩頻率為12MHZ時，RC的典型值為。簡單復位電路中，干擾信號易串入復位端，可能會引起內部某些寄存錯誤復位，這時可在RST引腳上接一去耦電容。 上圖那上電按鈕復位電路只需將一個常開按鈕開關并聯于上電復位電路，按下開關一定時間就能使RST引腳端為高電平，從而使單片機復位。 4.2.2系統的擴展 在以8031單片機為核心的控制系統中必須擴展 程序存儲器，用以存放控制程序。同時，單片機內部的存儲器容量較小，不能滿足實際需要，還要擴展數據存儲器。這種擴展就是配置外部存儲器（包括程序存儲器和數據存儲器）。另外，在單片機內部雖然設置了若干并行I/O接口電路，用來與外圍設備連接。但當外圍設備較多時，僅有幾個內部I/O接口是不夠的，因此，單片機還需要擴展輸入輸出接口芯片。 （1）程序存貯器的擴展 MCS-51系列單片機的程序存貯器空間和數據存貯器空間是相互獨立的。程序存儲器尋址空間為64KB（0000H-0FFFH），8031片內不帶ROM，所以要進行程序存貯器的擴展。用作程序存貯器的常用的器件是EPROM。 由于MCS-51單片機的P0口是分別復用的地址/數據總線，因此，在進行程序存貯器擴展時，必須用地址鎖存器鎖存地址信號。通信地址鎖存器可使用帶三態(tài)緩沖輸出的八D鎖存器74LS373。當用74LS373作為地址鎖存器時，鎖存器G可直接與單片機的鎖存控制信號端ALE相連，在ALE下降沿進行地址鎖存。 根據應用系統對程序存貯器容量要求的不同，常采用的擴展芯片擴展EPROM2716（2KB×8）、2732A（4KB×8）、2764A （8KB×8）、27128A（16KB×8）、27256A（32KB×8）和27512（64KB×8）等。以上6種EPROM均為單一+5V電源供電，維持電流為35mA—40mA，工作電流為75 mA-100 mA，讀出時間最大為250ns，均有雙列直插式封裝形式，A0-A15是地址線，不同的芯片可擴展的存貯容量的大小不同，因而提供8位地址的P2口線的數量個不相同，故2716為A0-A10，27512為A0-A15；D0-D7是數據線；CE是片選線，低電平有效；CE是數據輸出選通線；Vpp是編程電源；Vcc是工作電源，PCM是編程脈沖輸入端。 根據程序存貯器擴展的原理，以EPROM和鎖存器74L373為例對8031單片機進行程序存貯器的擴展。因為2764A是8KB容量的EPROM，故用到了13根地址線，A0-A12。如果只擴展一片程序存貯器EPROM，故可將片選端CE直接接地。下圖為擴展兩片EPROM的連接方法。同時，8031運行所需的程序指令來自2764A，要把其EA端接地，否則，8031將不會運行。 圖 4.4 2764的擴展電路 （2）數據存貯器的擴展 8031單片機內部有128個字節(jié)RAM存貯器。CPU對內部的RAM具有豐富的操作指令。但在用于數據采集和處理時，僅靠片內提供的128個字節(jié)的數據存貯器是遠遠不夠的。在這種情況下，可利用MCS-51的擴展功能，擴展外部數據存貯器。 數據存貯器只使用WR、RD控制線而不用PSEN。正因為如此，數據存貯器與程序存貯器可完全重疊，均為0000H-FFFFH，但數據存貯器與I/O口與外圍設備是統一編址的，即任何擴展的I/O口以及外圍設備均占用數據存貯器地址。8031的P0口為RAM的復用地址/數據線，P2口用于對RAM進行頁面尋址（根據其容量不同，所占的P2端口不同，在對外部RAM讀/寫期間，CPU產生RD/WR信號。 在8031單片機應用系統中，靜態(tài)RAM是最常用的，由于這種存貯器的設計無須考慮刷新問題，因而它與微處理器的接口很簡單。最常用的靜態(tài)RAM芯片有6116（2KB×8）和6264（4KB×8）。單一+5V供電，額定功耗分別為160mW和200mW，典型存取時間均為200ns，均有雙列之插式封裝，管腳分別為24和20線。 下圖是6264與8031的連接圖。從圖可知：6264