CM6132型精密车床进给系统的数控改造毕业设计论文

1、摘 要分析了数控技术和数控装备在装备制造业的地位，对cm6132精密车床的进给系统的进给进行数控化改造，进行了数控化改造的总体方案设计。通过确定基本系数、运动参数和动力参数，选择了滚珠丝杠和联轴器。改造后的机床成本低，提高了加工精度、具有可观的经济效益。关键词：cm6132数控化改造；滚珠丝杠；步进电机abstractanalysis of the numerical control technology and equipment in the equipment manufacturing industry status, the cm6132 precision lathe feed f

2、or feeding system of nc transformation, for the nc transformation of the overall scheme design.by determining the basic factor, movement parameters and dynamic parameters, selection of the ball screw and coupling.after the transformation of the machine tool with low cost, high machining precision, a

3、nd has considerable economic benefit.key words：cm6132 nc transformation; ball screws; stepper motor目 录摘要i第1章 绪论11.1 选题的意义11.2 数控系统发展简史11.3 国内数控状况分析21.4 数控系统的发展趋势21.5 普通机床进行数控化改造的必要性3第章 总体方案的设计42.1 计算参数和技术要求42.2 总体方案的拟定42.2.1 进给电机伺服系统的改造设计52.2.2 联轴器52.3 尺寸参数72.4 运动参数72.5 动力参数82.5.1 计算电机功率82.5.2 计算转速9

4、第3章 进给系统的计算103.1 横向进给传动链的设计计算103.1.1 计算主切削力103.1.2 计算各切削分力103.2 导轨摩擦力的计算113.2.1 在切削状态下坐标导轨摩擦力的计算113.2.2 在不切削状态下坐标轴导轨摩擦力的计算123.3 计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力123.3.1 最大轴向负载力的计算123.3.2 最小轴向负载力的计算133.4 确定进给传动链的传动比和传动级数133.5 滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算143.5.1 估算滚珠丝杠预期的额定动载荷143.5.2 估算允许的滚珠丝杠的最大轴向变形163.5.3 按精度确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径163.6

5、 初步确定滚珠丝杠螺母副的精度等级173.7 确定滚珠丝杠螺母副的规格型号183.8 纵向进给系统的设计计算193.9 滚珠丝杠螺母副的承载能力校验193.9.1 滚珠丝杠螺母副临界压缩载荷的校验193.9.2 滚珠丝杠螺母副临界转速的校验203.10 滚珠丝杠螺母副额定寿命的校验213.11 计算机械传动系统的刚度223.11.1 计算机械传动系统的刚度223.11.2 计算滚珠丝杠螺母副支承轴承的刚度233.11.3 计算滚珠与滚道的接触刚度243.11.4 计算进给传动系统的综合拉压刚度253.11 计算滚珠丝杠螺母副的扭转刚度25第4章 驱动电动机的选型与计算274.1 计算折算到电动

6、机轴上的负载惯量274.1.1 单个回转体零件的转动惯量的计算274.1.2 折算到电动机轴上的移动部件的转动惯量274.1.3 加在电动机上总的负载转动惯量的计算284.2 计算折算到电动机轴上的负载力矩284.2.1 折算到电动机轴上的切削负载力矩的计算284.2.2 折算到电动机轴上的摩擦负载力矩的计算294.2.3 由滚珠丝杠预紧力产生的并折算到电动机轴上的负载力矩的计算294.2.4 折算到电动机轴上的负载力矩的计算304.3 计算折算到电动就轴上的加速力矩304.4 选择驱动电动机的型号314.4.1 选择驱动电动机的型号314.4.2 确定最大静转矩324.4.3 验算惯量匹配3

7、2第5章 机械系统的动态分析345.1 计算丝杠工作台纵向振动系统最低固有频率345.2 计算扭转振动系统的最低固有频率345.3 计算机械传动系统的反向死区355.4 机械传动系统由综合拉压刚度变化引起定位误差355.5 计算滚珠丝杠因扭转变形产生的误差365.5.1 扭矩引起的滚珠丝杠螺母副的变形量的计算36结论37致谢38参考文献39contentsabstracti chapter 1 introduction11.1 topics significance11.2 cnc system development history11.3 domestic nc state analysi

8、s21.4 cnc system development trend21.5 ordinary machine tool cnc transformation of the need3chapter 2 the overall program design42.1 calculate parameters and technical requirements42.2 overall planning42.2.1 feed motor servo system reconstruction design52.2.2 couplings52.3 the size parameter62.4 the

9、 motion parameters72.5 the dynamic parameters82.5.1 calculate the motor power82.5.2 calculate the speed9chapter 3 calculate of the feed system103.1 traverse to the design of drive chain103.1.1 the calculation of the main cutting force103.1.2 calculate the cutting force103.2 the rail friction calcula

10、tion113.2.1 calculate the coordinates of rail friction in cutting state113.2.2 axis without cutting state rail friction calculation123.3 alculate the ball screw pair of axial load force123.3.1 the maximum axial load force calculation123.3.2 the minimum axial load power calculation133.4 determine the

11、 feed drive chain gear ratio and transmission series133.5 the ball screw estimates143.5.1 estimate the ball screw expected dynamic load rating143.5.2 estimate allows the ball screw axial deformation163.5.3 the precision to determine the smallest thread of the ball screw allow bottom diamete163.6 the

12、 preliminary to determine the accuracy class of the ball screw nut173.7 determine the specification model of the ball screw nut183.8 the vertical feed system design and calculation193.9 dall screws for bearing capacity check193.9.1 the ball screw nut critical compression load calibration193.9.2 the

13、critical speed of the ball screw nut checksum203.10 dall screw pair rated life check 213.11 calculate the mechanical transmission system of stiffness223.11.1 calculate the mechanical transmission system of stiffness223.11.2 calculate the stiffness of the ball screw nut supporting bearing233.11.3 cal

14、culate the contact stiffness of the ball and the raceway243.11.4 calculate the feed drive system integrated tension and compression stiffness253.11 calculate the torsional stiffness of the ball screw nut25chapter 4 drive motor selection and calculation274.1 the calculation of commuted to the motor s

15、haft load moment of inertia274.1.1 a single rotary part of the moment of inertia calculation274.1.2 the moment of inertia of moving parts, converted to motor shaft274.1.3 increase the total load on the motor rotation inertia calculation284.2 calculate the load torque converted to motor shaft284.2.1

16、converted to a motor shaft of the cutting load torque calculation284.2.2 converted motor shaft friction load torque calculation294.2.3 generated by the ball screw preload and calculation of load torque converted to motor shaft294.2.4 converted to motor shaft load moment of calculation304.3 calculati

17、on of converted to electric on the shaft of the accelerating torque304.4 select the model of the drive motor314.4.1 select the model of the drive motor314.4.2 determine the maximum static torque324.4.3 checking the inertia match32chapter 5 mechanical system dynamic analysis 345.1 calculation of the

18、lowest natural frequency of the screw - longitudinal vibration system345.2 calculation of the lowest natural frequency of torsional vibration system345.3 calculate the mechanical transmission of the reverse dead zone355.4 the mechanical transmission system by the integrated compressive and tensile s

19、tiffness changes caused by positioning error355.5 the calculation of ball screw error to reverse the deformation365.5.1 the calculation of the amount of deformation of the 5.5.1 torque caused by the ball screw pair36conclusion 37thanks 38references 39第1章 绪论1.1 选题的意义我国近几年数控机床虽然发展较快，但与国际先进水平还存在一定的差距，主

20、要表现在：可靠性差，外观质量差，产品开发周期长，应变能力差1。因此，现在国内的主要先进的数控机床都是进口的，即使自己做的车床中的精密部件如精密丝杠都是靠进口的，价格昂贵，没法靠自己的技术来制造。对现有老机床进行数控化改造费用低廉，符合我国的国情，并可普遍提高我国数控人员的制造水平2。1.2 数控系统发展简史1952年，计算机技术应用到了机床上，在美国诞生了第一台数控机床3。从此，传统机床产生了质的变化。近半个世纪以来，数控系统经历了五代的发展。第一代数控： 19521959年采用电子管元件构成的专用数控装置(nc)。 第二代数控：从1959年开始采用晶体管电路的nc系统。 第三代数控：从196

21、5年开始采用小、中规模集成电路的nc系统。 第四代数控： 从1970年开始采用大规模集成电路的小型通用电子计算机控制的系统(cnc)。第五代数控：从1974年开始采用微型电子计算机控制的系统(mnc)4。1.3 国内数控状况分析目前我国数控金切机床市场上高、中、低档机床消费比重，在消费量上约为5:50:45，在消费额上约为15:70:155。国内对高中档机床的需求无论在消费量还是消费金额方面都已超过了低档机床。相应地，国产机床产品调整步伐仍不够快速和及时，国产床的国内市场占有率仅为27%6，且产品构成大多以低档为主，如数控车床中70%是由单板机控制的经济型数控车床，电加工机床中80%以上是经济

22、型的，这两类床占了我国床产量的一半以上。轴联动床、数控超重型机床等高档机床以及加工中心虽也有生产，但数量不足千台，且制造成本较高3-5。1.4 数控系统的发展趋势从1952年美国麻省理工学院研制出第一台试验性数控系统，到现在已走过了半个世纪历程。随着电子技术和控制技术的飞速发展，当今的数控系统功能已经非常强大，与此同时加工技术以及一些其他相关技术的发展对数控系统的发展和进步提出了新的要求。1. 数控系统向开放式体系结构发展；2. 数控系统向软数控方向发展；3. 数控系统控制性能向智能化方向发展；4. 数控系统向网络化方向发展；5. 数控系统向高可靠性方向发展；6. 数控系统向复合化方向发展；

23、7. 数控系统向多轴联动化方向发展。 最近，国外主要的系统开发商在6轴联动控制系统的研究上已经取得和很大进展，在6轴联动加工中心上可以使用非旋转刀具加工任意形状的三维曲面，且切深可以很薄，但加工效率太低一时尚难实用化7。1.5 普通机床进行数控化改造的必要性我国现有机床320多万台8，这些机床技术状况老化严重，据统计，全国30%左右设备在16年以上，其中近30%的役龄超过26年9，这些都说明目前我国还没有走上主要依靠科技进步对机床进行改造的轨道。另外，随着科技的进步，生产依赖于设备的程度日益增大，企业的产量、质量、效率、成本、安全及环境保护和劳动情绪都受设备的制约，实现企业的现代化己势在必行。

24、但据资料介绍，我国的金属切削机床年产量仅占同类设备拥有量的1/28，如将每年生产的全部机床用来更换旧机床需要28年所以，我国目前解决设备技术进步的主要途径是机床改造4-10。第章 总体方案的设计2.1计算参数和技术要求1. 车身上最大加工直径320mm。2. 撤掉进给箱、溜板箱，改用步进电机驱动纵、横向进给8。2.2 总体方案的拟定本篇设计研究的对象为cm6132车床，适用于车削精密零件，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。该车床具有分离运动，加工精度高等特点，进行数控改造更有实际意义9-11。普通车床在进行数控化改造时，应尽量达到具有高的静动态刚度、运动副之间的摩擦系数小、传动无间隙、功率大

25、、便于操作和维修等要求。不能简单地认为将数控装置与普通车床联接在一起就达到了数控车床的要求，应该对主要部件进行相应的改造使其达到一定的设计要求，才能获得预期的改造目的。数控改造对机械传动系统的要求：1. 采用低摩擦的传动副12；2. 最佳的降速比，为了达到数控机床所要求的速度，使刀架的运动尽可能的加速，以跟踪数控系统发出的指令；3. 缩短传动链以及用预紧的办法提高传动系统的刚度；4. 消除传动间隙，以减小返向行程误差；5. 满足低振动和高可靠性方面的要求。为此应选择间隙小，传动精度高，运动平稳，效率高以及传递扭矩大的传动元件。机械系统改造方案主要涉及提高移动部件的灵活性，减少和消除传动间隙，特

26、别是减少反向间隙，其改造工作量大。通常的改造部位有导轨副、传动元件及联轴器等。2.2.1进给电机伺服系统的改造设计为满足尽可能减少改动量的要求，采用步进电机经接口箱驱动丝杠，带动刀具纵向和横向移动，用滚珠丝杠螺母机构代替普通的滑动丝杠螺母机构，具有摩擦力小，运动灵敏，无爬行现象的特点，也可以进行预紧，以实现无间隙传动，以使传动刚度好，反向时无空程死区13。在使用滚珠丝杠副时应注意，由于滚珠丝杠副具有可逆传动特性，没有自锁能力，在高速大惯量系统中应设置制动机构。应用滚珠丝杠替换原车床的普通丝杠进行改造时的注意事项如下： 1.必须同时改换齿轮14。保证横向、纵向脉冲当量之比恒定为1：2，以方便编程

27、。 2.造结构，由于传动运动中增加了一级齿轮，故走刀方向与原系统设定的方向相反，调整步进电机的接线使其方向变反，即可恢复系统约定的运行方向。3.除齿侧配合间隙对加工的影响,其结构可采用调隙式齿轮15。纵向进给机构的改造：拆去原机床的溜板箱、光杠与丝杠以及安装座，配上滚珠丝杠及其相应的安装装置，纵向驱动的步进电机及其和丝杠的连接部分在主轴箱之下，并不占据丝杠空间，并由于滚珠丝杠的摩擦系数小于原丝杠，从而使纵向进给的整体刚度优于以前；横向进给机构的改造：由于原横向进给的丝杠空间有限，所以拆除横向丝杠换上滚珠丝杠。由于现在的步进电机的驱动能力很强，步距角也比原来小了很多，所以步进电机和丝杠之间用联轴

28、器连接，1:1传动。2.2.2联轴器当电动机与滚珠丝杠之间传递的扭矩较大时，由于伺服电动机优越的力矩特性，可以采用电动机与滚珠丝杠直接连接的方法，这不仅可以简化结构、减少噪音，而且对减少传动链的间隙、提高传动刚度也有打的好处。1电机轴；2、12螺钉；3法兰；4外锥环；5左本体；6、13螺栓；7、8、14、16垫片；9右本体；10法兰；11丝杠。图2-1 挠性联轴器图2-1是现在广泛采用的直接联接电机轴和丝杠挠性联轴节16。这种联轴器的工作原理是：联轴节的左半部装在电机轴上，当拧紧螺钉2时，件3和件5相互靠近，挤压内锥环17和外锥环4，使外锥环内径缩小，内锥环外径胀大，使件5与电机轴1形成无键联

29、接。右半部也同样形成无键联接。左半部通过弹性钢片组15的两个对角孔与螺栓6球面垫圈7、8相联。图中表明球面垫圈8与右半部件9没有任何联接关系。同样，弹性钢片组15的另外两个对角孔通过球面垫圈14、16和螺栓13与右半部联接，垫圈16与件5没有任何联接关系。这样依靠弹性钢片组对角联接(即挠性)传递扭矩，且与电机轴和丝杠都无键联接，便是挠性联轴节的工作原理。2.3 尺寸参数1. 通过主轴孔最大棒料直径32032mm2. 车床宽度2.14243mm3. 经济合理的工件或刀具直径按照以下经验公式估定=（0.50.7）= 0.6= 0.6320 = 192mm=（0.080.12）= 0.1= 0.13

30、20 = 32mm2.4 运动参数最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值18。可通过类比实验和计算等方法综合确定 = (2-1) = (2-2)式中 主轴最高转速(m/min)； 主轴最低转速(m/min)； 典型工序的最大切削速度(m/min)； 典型工序的最小切削速度(m/min)；最大、最小计算直径。在机床的最低、最高转速，其中经济加工切削速度硬质合金车刀具精车中碳素钢， =200220m/min ，取=200m/min，取高速

31、钢刀具精车丝杠=15m/min。由公式(2-1)和公式(2-2)得= = 2189r/min 取= 2200r/min；=25r/min 取=25r/min；2.5 动力参数2.5.1 计算电机功率据下列公式及数据估算电机功率= (2-3)= (2-4)= (2-5) 式中 单位吸血面积上的切削力，取硬质合金加工中碳素钢；切削深度；进给量。切削深度及进给量取半精车中碳钢，故=1mm, =0.2mm, =190m/s, 由公式(2-4)和公式(2-5)得=1.37kw=1.96 kw取=2.5 kw2.5.2 计算转速有文献18,10-13可知= 93第3章 进给系统的计算3.1 横向进给传动链

32、的设计计算3.1.1 计算主切削力以知机床主电动机的额定功率=2.5kw，最大工件直径=320mm，主轴计算转速=93 r/min。在此转速下，主轴具有最大扭矩和功率，有文献19,2-19可知刀具的切削速度为=1.557m/s取机床的机械效率= 0.8，由文献2,10-13可知，主切削力=103 =103= 1284.52n3.1.2 计算各切削分力走刀方向的切削分力fx和垂直走刀方向的切削分力。由车削抗力和可以按下列比例：= 1 : 0.25 : 0.4 (3-1)由式(3-1)得= 0.25 = 0.251284.52=321.13n= 0.4= 0.41284.52=513.81n式中

33、主切削力；走刀方向的切削分力；垂直走刀方向的切削分力。3.2 导轨摩擦力的计算3.2.1 在切削状态下坐标导轨摩擦力的计算n (3-2)式中 主切削力的垂向切削分力(n)； 横向切削分力(n)；坐标轴上移动部件的全部重量（包括机床夹具和工件的重量，(n)；摩擦系数，随导轨形式不同而不同，对于贴塑导轨， =0.15；对于滚动直线导轨， =0.01；镶条紧固力(n)。 以知主切削力的垂向切削分力=1284.52 n，横向切削分力=321.13n,移动部件的全部重量(包括机床夹具和工件的重量)=61.22(所受重力=600n)，查表3-1镶条紧固力=800n，取导轨动摩擦系数=0.15，则 = 0.

34、15(6008001284.52321.13)= 450.85n表3-1 镶条紧固力推荐值 （单位：n）导轨形式主电动机功率/kw2.23.75.57.51115贴塑滑动导轨5008001500200025003000滚动直线导轨2540751001251503.2.2 在不切削状态下坐标轴导轨摩擦力的计算1. 坐标轴导轨水平时，有= n (3-3) 2. 坐标轴导轨垂直时，有= n (3-4) 坐标轴导轨水平时，计算在不切削状态下坐标轴导轨摩擦力和，由式(3-3)得=0.15(600800)=210n=0.2(600800)=280n3.3 计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力3.3.1 最大轴向

35、负载力的计算滚珠丝杠螺母副的最大轴向负载力发生在机床电动机满功率运行的切削状态时。此时，最大轴向负载力可用下式计算：1. 坐标轴导轨水平时，有=n (3-5)2. 坐标轴导轨垂直时，有=n (3-6)式中 力的纵向切削分力(n)。则最大轴向负载力为= (513.81+450.85) = 964.66n3.3.2 最小轴向负载力的计算滚珠丝杠螺母副的最小轴向负载力发生在机床空载运行时。此时，最小轴向负载力可用下式计算1. 坐标轴导轨水平时，有= n (3-7)2. 坐标轴导轨垂直时，有=n (3-8)则最小轴向负载力为= 210 n3.4 确定进给传动链的传动比和传动级数有文献20-1-3可知传

36、动比的计算= (3-9)式中 步进电动机的步距角（）； 滚珠丝杠的基本导程(mm)； 机床执行部件的脉冲当量(mm)。取进步电动机的步距角 =1.5，滚珠丝杠的基本导程=6 mm，进给传动链的脉冲当量=0.005 mm/脉冲，则进给传动链的传动比得= 5按最小惯量条件，从图滚珠丝杠螺母副的圈数和列数和图滚珠丝杠螺母副的尺寸系列查得该减速器应采用2级传动，传动比可以分别取=2，=2.5。3.5 滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算3.5.1 估算滚珠丝杠预期的额定动载荷根据滚珠丝杠螺母副的预期工作时间（h）计算 = n (3-10) 式中 滚珠丝杠的当量转速(r/min)； 数控机床的预期工作时间(h

37、)； 滚珠丝杠的当量载荷(n)； 载荷性质系数； 精度系数； 可靠系数，一般情况下取= 1。表3-2 精度系数精度等级1、2、34、571010.90.80.7表3-3 可靠性系数可靠性/(%)90959697989910.620.530.440.330.21表3-3 载荷性质系数载荷性质无冲击（很平稳）轻微冲击伴有冲击或振动11.21.21.51.52已知数控机床的预期工作时间= 15 000 h，滚珠丝杠的当量载荷= 964.66 n，查表3-4质系数得，载荷性质系数=1.3；查表3-2精度系数数，有文献21-6-17查表2-6-22精度选择初步选择滚珠丝杠的精度等级为3级精度，取精度系数

38、=1；查表3-3系数得，可靠系数=1。取滚珠丝杠的当量=（该转速为最大切削进给速度时的转速），已知= 0.5 m/min，滚珠丝杠的基本导程=6mm,则=120 r/min=5287.86 n3.5.2 估算允许的滚珠丝杠的最大轴向变形误差是影响进给传动系统重复定位精度最主要的因素，一般占重复定位精度的1/31/2，所以，在初选滚珠丝杠是，从重复定位精度的角度考虑，规定滚珠丝杠螺母副允许的最大轴向变形量必须满足下式=（1/31/2）重复定位精度影响定位精度最主要的因素是滚珠丝杠螺母副的螺距误差、滚珠丝杠本身的弹性变形（因为这种变形是随滚珠丝杠螺母在滚珠丝杠上的不同位置而变化的）和滚珠丝杠螺母副

39、所受摩擦力矩的变化（因为该变化影响系统的死区误差）。所以，在初选滚珠丝杠时，从定位精度的角度考虑，规定滚珠丝杠螺母副额的最大轴向变形必须满足下式=（1/51/4）定位进度根据上式分别计算，取两者中较小值为估算滚珠丝杠螺母副允许的轴向变形量（mm）。已知本车床横向进给系统的定位精度40，重复定位精度为16，有上式得=（1/31/2）16=5.338= (1/51/4) 40= 810取上述计算结果的较小值，即=5.33。3.5.3 按精度确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径估算滚珠丝杠螺母副螺纹的底径，滚珠丝杠螺母副的螺纹底径估算是根据滚珠丝杠螺母副的支撑方式进行的。对于不同的支承方式，其计算方式不

40、同，本次设计方案采用一端固定、一端游动支承方式的滚珠丝杠安装1. 一端固定，一端自由或游动时，有=mm (3-11)式中 弹性模量（mpa），一般滚珠丝杠取=2.1105 mpa；估算的滚珠丝杠螺母副允许的最大轴向变形量（）；导轨的静摩擦力（n），=；滚珠丝杠螺母至丝杠固定端支承的最大距离（mm），=行程+安全行程+余程+螺母长度+支承长度（1.21.4）行程+（2530）。2. 两端支承或两端固定时，有=mm (3-12)式中 滚珠丝杠螺母至丝杠固定端支承的最大距离（mm），=行程+安全行程+余程2+螺母长度+支承长度（1.21.4）行程+（2530）。滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用一端固定

41、、一端游动支承方式，滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为：=行程+安全行程+余程+螺母长度+支承长度（1.21.4）行程+（2530） 取=1.4行程+30= 1.4160306=404 mm=11.36mm3.6 初步确定滚珠丝杠螺母副的精度等级本进给传动系统采用开环控制系统，应满足下列要求=30.84取滚珠丝杠螺母副的精度等级3级，查表3-5得=12，当螺纹长度为400mm时，=13，=12=2530.84=253154007698121218172525400500871010131320192726500630971111141422213029630800108131216162

42、5233531800100011915131717291540331000125131018141919342946393.7 确定滚珠丝杠螺母副的规格型号滚珠丝杠螺母副的规格型号为ffzl2506-3-p3/585400，其具体参数如下=25 mm ， =6 mm=11500n=5287.86 n=21.9mm=11.36 mm3.8 纵向进给系统的设计计算由于纵向进给系统的设计计算与横向类似，故计算过程省略。3.9 滚珠丝杠螺母副的承载能力校验3.9.1 滚珠丝杠螺母副临界压缩载荷的校验= 105 n (3-13)式中 滚珠丝杠螺母副的螺纹底径(mm)； 滚珠丝杠螺母副的最大受压长度(mm

43、)； 安全系数，丝杠垂直安装时取=1/2，丝杠水平安装时取=1/3； 安全系数，与支承方式有关，参见表与支承方式有关的系数； 滚珠丝杠螺母副承受的最大轴向压缩载荷(n)。已知滚珠丝杠螺母副的螺纹底径=21.9 mm，由设计图可知滚珠丝杠螺母副的最大受压长度=313mm，丝杠水平安装时，取=1/3，查表3-6得=2，则由公式(3-13)得=105 =156 529.62 n本车床横向进给系统滚珠丝杠螺母副的最大轴向压缩载荷为=964.66 n，远小于其临界压缩载荷的值，故满足要求。表3-6 与支承方式有关的系数支承方式一端固定 一端自由0.251.8753.4一端固定 一端游动23.92715.

44、1二端固定44.7321.93.9.2 滚珠丝杠螺母副临界转速的校验滚珠丝杠螺母副转动时不产生共振的最高转速称为临界转速。对呀数控机床来说，滚珠丝杠螺母副的最高转速是指快速移动时的转速。因此，只要此时的转速不超过临界转速就可以了。为了安全起见，一般滚珠丝杠螺母副的最高转速应低于临界转速。临界转速按以下公式计算：=r/min (3-14)式中 临界转速的计算长度(mm)； 滚珠丝杠弹性模量(mpa),一般取=2.1105 mpa； 滚珠丝杠密度(g/mm3),一般取= n/mm3； 滚珠丝杠的最小惯性矩(mm4),一般取=； 重力加速度(mm/s2), = 9.8103 mm/s2； 滚珠丝杠的

45、最小截面积(mm2)，一般取=； 安全系数，取=0.8； 与支承方式有关的系数。滚珠丝杠螺母副临界转速的计算长度=337 mm，其弹性模量=2.1105 mpa ，密度=n/mm3，重力加速度= 9.8103mm/s2。滚珠丝杠的最小惯性矩为=11285.64 mm4取=0.8，由表3-6得= 3.927，由上式得 = = 29188r/min本横向进给传动链的滚珠丝杠螺母副的最高转速为83.3r/min，远小于其临界转速，故满足要求。3.10 滚珠丝杠螺母副额定寿命的校验滚珠丝杠螺母副的疲劳寿命和时间寿命公式=r (3-15)=h (3-16)式中 额定动载荷(n)； 轴向载荷(n)； 滚珠

46、丝杠螺母副转速(r/min)； 运转条件系数，无冲击平稳运转时，取1.01.2；一般运转时，取1.21.5；有冲击振动运转时，取1.53.0。常用滚珠丝杠型号及参数表得滚珠丝杠的额定动载荷=11300 n，已知其轴向载荷= 964.66 n，滚珠丝杠的转速= 83.3 r/min，运转条件系数=1.2，则由式(3-15)，式(3-16)得=9.3108r=186074.4215000 h故满足要求3.11 计算机械传动系统的刚度3.11.1 计算机械传动系统的刚度丝杠支承方式为一端固定，一端自由或游动时，有 =n/ (3-17)式中 弹性模量（mpa）,一般取=2.1105mpa； 滚珠丝杠的

47、底径(mm)； 滚珠丝杠的螺母中心至固定端支承中心的距离(mm)；当=，即滚珠丝杠的螺母中心至固定端支承中心的距离最大时，滚珠丝杠螺母副具有最小拉压刚度=n/ (3-18)当=，即滚珠丝杠的螺母中心至固定端支承中心的距离最小时，滚珠丝杠螺母副具有最小拉压刚度=n/ (3-19)已知滚珠丝杠的弹性模量=2.1105mpa，滚珠丝杠的底径=21.9mm，当滚珠丝杠的螺母中心至固定端支承中心的距离= = 313mm时，滚珠丝杠螺母副具有最小拉压刚度根据式(3-18)得=252.83n/当=113mm时，滚珠丝杠螺母副具有最大拉压刚度，根据式(2-19)得= =700.32n/3.11.2 计算滚珠丝

48、杠螺母副支承轴承的刚度已知滚动体直径=5.953mm，滚动体个数=15，轴承的最大轴向工作载荷=964.66n，由3-7和表一个未预紧的轴承或一对预紧轴承的组合刚度的计算公式得=424.78n/表3-6 滚珠丝杠螺母副支承刚度的计算公式滚珠丝杠螺母副支承方式支承刚度的计算公式一端固定，一端自由=一端固定，一端游动固定端预紧时：=两端支承预紧时=：未预紧时：=两端固定固定端预紧时=23.11.3 计算滚珠与滚道的接触刚度1. 滚珠丝杠螺母副不预紧时，有=n/ (3-20) 2. 滚珠丝杠螺母副预紧时，有=n/ (3-21)式中 从滚珠丝杠样本上查取得刚度值(n/)； 额定动载荷(n)；滚珠丝杠上

49、所承受的轴向工作载荷(n)。常用滚珠丝杠型号及参数得滚珠与滚道的接触刚度 =636n/，滚珠丝杠的额定动载荷=11300 n，已知滚珠丝杠上所承受的最大轴向载荷=964.66n，则由式(3-21)得=603.33n/3.11.4 计算进给传动系统的综合拉压刚度进给系统的最大综合拉压刚度和最小综合拉压刚度=n/ (3-22)=n/ (3-23)由式公式(3-22)得进给传动系统的综合拉压刚度的最大值为=0.0044n/故=185n/由式公式(3-23)得进给传动系统的综合拉压刚度的最小值为=0.0077n/故=130n/3.11 计算滚珠丝杠螺母副的扭转刚度=nm/rad (3-24)式中 扭转作用点之间的距离(cm)，对数控机床使用的滚珠丝杠螺母副来说，是指从丝杠端部装联轴器处到滚珠丝杠螺母的中心之间的距离，对此该丝杠螺母中心位于距离丝杠端部装联轴器处的追远位置；剪切模量(mpa)，一般滚珠丝杠取=8.1104(mpa)； 滚珠丝杠的底径(mm)。扭矩作用点之间的距离=387mm，已知滚珠丝杠的剪切模量=8.1104 mpa，滚珠丝杠的底径=21.9mm，由公式(3-24)得：=4724.22nm/rad第4章 驱动电动机的选型与计算4.1 计算折算到电动机轴上的负载惯量4.1.1 单个回转体零件的转动惯量的计算=c