立式金属带锯床的设计与控制

1、立式金属带锯床摘要立式金属带锯床分为锯床机械结构设计部分、工作台滚珠丝杠计算校孩部 分、电气控制系统设计部分。（1）机械结构设计部分：采用了两个锯轮的大型锯 床结构，能够实现一般材料的加工，对轴，锯轮都的设计都一一做了验算，实现 了在保证锯床有效的工作的同吋，中心部件更紧凑。（2）工作台滚珠丝杠计算校 核部分：滚珠丝杠是工作台的核心部件，对滚珠丝杠的计算校核大大的保证了工 作台的匸作可靠度。（3）电气系统设计部分：由于选用的是步进电机相搭配的驱 动器，所以控制更加可靠稳定，而且还增加了针对性。驱动器上级选用三菱PLC 控制，控制更加稳定可靠，可扩展性更强。带锯床具有切割速度快、尺寸精度高、 材

2、料损失小等特点。除此之外，金属带锯床适应性厂、动力消耗低、操作简便、 易于维护并可进行角度切割，因而获得了越來越广泛的应用。关键词：立式锯床白动化PLC滚珠丝杠电气控制III立式金属带锯床ABSTRACTA ertical metal band sawing macliiiie for sawing machine stnicture design part, working table ball screw calculation part electrical control system design. (1) mechanical design part: it lias adopte

3、d two saw wheel a large sawing machine structure, to achieve the general material processing, on the shaft saw wheel design is one one done checking, achieved ill that saw effective work at the same time, the center components more compact. (2) table ball screw calculation part: the ball screw is ta

4、ble of core components, the ball screw calculation gi eatly enstu e the work station work reliability. (3) the electrical system design pail: due to using the stepping motor which is matched with the diive, so control is more reliable and stable, but also increase the peitinence The superior selecti

5、on of Mitsubishi PLC diive control control is more stable and reliable, expansibility of. Band sawing machine with cutting speed, high precision, low loss characteristics of materials. In addition, metal band sawing machine adaptive plant, low power consumption, simple operation easy maintenance and

6、 can cany out angle cutting, thus more and more widely appliedKey words: vertical sawing jnachine automation ,PLC , ball screw, electrical controlIII立式金属带锯床目录1绪论12机械系统设计22.1金属带锯床的原理介绍22.2蜗杆传动设计32.3轴的设计与校核83传动部件的选择与校核计算133.1 X轴传动部件的选择与校核计算133.2 Y轴传动部件的选择与校核计算194电气系统设计264.1控制的基本要求274.2 PLC264.3驱动器的选用2

7、85结论29附录I电气控制图30附录II PLC控制程序图31参考文献33致谢34III立式金属带锯床1绪论随着近年來我国国民经济的快速发展，带锯床也逐渐开始普及，目前已有生产厂家 通过技术创新，研制开发了数控带锯床。目前我国锯床制造水半有了很大程度的提高， 提高的途径主要有锯床用户积极和科研院所联合，对己有的普通带锯床进行数控化改造; 锯床生产商利用可编程控制器实现锯床的口动化或采用其它改进措施：科研机构对锯床 做一定深度的理论研究，如哈尔滨理工大学的全自动带锯床的模糊控制系统的研究等。 金屈带锯床作为机械加匚制造的第一道工序所需设各，其加匸精度和自动化程度直接关 系到后续匸字的效率和质量，

8、加工精度需要进一步提高。采用先进的变频电动机驱动、 精密的滚珠丝杠传动和光栅定位方式，配以伺服控制的液圧系统，由计算机自动在线监 控锯切全过程，锯条速度、进给速度、卡紧力均可做到任意设置、最优化组合，由此提 高锯床的加工精度。随着近年來我国国民经济的快速发展，带锯床逐渐开始普及，目前已有生产厂家通 过技术创新，研制开发了数控带锯床。目前我国锯床制造水平有了很大程度的提高，提 高的途径主要有锯床用户积极和科研院所联合，对已有的普通带锯床进行数控化改造； 锯床生产商利用可编程控制器实现锯床的白动化或采用其它改进措施：科研机构对锯床 做一定深度的理论研究，如哈尔滨理工大学的全门动带锯床的模糊控制系统

9、的研究等。虽然我国制造水平虽有很大程度的提岛，但众多的国内锯床生产厂家，总体乂以中 低档产品居多，存在返修率高和锯口粗糙、加工范围较窄等问题。如包头某一钢铁公司 购置的一台大型锯床，投入使用不久就发生多起故障。由于设备生产商的检修费用较高， 用户乂缺少必要的技术手段与资料，导致设备一直不能正常工作。但同样一台先进的徳 国锯床使用达十几年却很少出故障，所以锯床返修率高的问题己成为制约许多国内锯床 企业发展的一个重要因素。另一制约因素是对于有色金屈及特硬难加工材料的锯切往往 依赖于进口国外先进锯床。所以我国锯床产业急需提高制造档次，向着生产中、高档锯 床产品的方向发展。3立式金属带锯床2机械系统设

10、计2.1金属带锯床的原理介绍2.1.1立式带锯结构原理机床由机架、主传动、锯架、工作台、冷却机构、电气系统、进给系统和导向系统 等九个部分组成。（1）机架：由底座、左右端支柱、侧支柱、两条导轨支架及外I韦I护板等组成。左右端支柱、侧支柱、导轨支架等，均焊固在底座上，结为一长方体筐架。各部件 局面安装在底座上。机架顶端固定着内、外工作台。两条导轨支架上平铺着经过表面加 工的钢轨，支承、并供锯架纵向往返滑移，实现快进、工进、快退，完成切割工作。机架内、外设有护板，内护板接住工作台上流下的铁屑、冷却水，流放到容屑槽内。（2）主传动：采用交流变频无极调速齿轮减速箱，主动锯轮固装在主传动主轴上 与变速箱

11、伸出轴连接，驱动系在锯轮上的带锯条，可分别获得12-60M/niin的切割线速 度。锯架：锯架为组焊的弓形箱体。箱体侧面装有带锯条导向机构、操作台、操作面板。 箱体下部装有进给系统、滚轮机构、冷却系统。箱体内装有锯轮从动锯轮I、从动锯轮 II、主动锯轮、张紧机构与控制元件、电气系统。滑座板用三副套装的M30、M16螺钉与锯架主板连接。滑座板上装有带锯条张紧 机构和从动锯轮I。张紧油缸、滑块、从动锯轮均系在从动锯轮轴上。油缸拖动滑块在 滑座板内作上、下滑行，滑行全程70MM,以适应调节不同长度的带锯条的使用。调节 三副螺钉，改变从动锯轮位置，从而达到从动锯轮与主动锯轮高精度的共面度和轴线平 行度

12、。锯架由固定在底座上的滚子导轨支持，有进给系统驱动锯架左右滑行，完成切削和 退刀运动。两端设有行程开关，用以控制锯架的极限行程。跟随锯架移动的电缆、液床 油管经拖链、锯架腔内进入配电板，机床整齐、美观、大方。（3）进给机构：由交流变频电动机、控制板、减速箱、电磁离合器、支架、滚珠 丝杆及导轨支架等组成。锯架与滚轮机构用螺钉固为一体。电动机控制的传动链，驱动 横跨在两条导轨上的滚轮，使锯架获得无极调整的进给速度，数值可以在显示屏幕上显 /J<o（4）工作台：内外工作台之间留有供带锯条穿过的通槽。内工作台与左右端支柱 之间没有螺丝连结的两垫板，只需启动液斥油缸抬升内工作台，卸下垫板，就要更换

13、锯 条。（5）升降滑台导向机构：主要起到锯带导向作用，由夹持带锯条的硬质合金“导向 压块”分部在工件的两侧。下导向压块固定，尽可横向微调。上导向压块装在可沿导向 座上下滑动的导向杆上。松动导向臂板上的螺钉，调整“导向压块”使带锯条处于张紧后 的“完好直线”状态。2.1.2主要技术参数锯架采用矩形封闭断面，具有足够的刚度，两锯带导向器之距大于工件尺寸5mm, 两导向杷（平行度为O.Olinm,锯带运动的直线轨迹与两固定钳连线的垂直度为0.005o工 作台平面与锯带乖自度为0.005,两锯轮锯带背定位而在垂直工作台平而内的平行度为 0.02,两轮轴线平行度为O.Olo送料导轨与夹紧固定钳面平行度为

14、0.005o2.1.3锯带张紧装置的设计目的由于锯切不同材料利锯带的张紧程度不同及锯带更换方便，我们设计了液床张紧装 置。为了方便拆装，把张紧装置固定在上导带轮上，用它调节上导带轮的位置來改变中 心距。预定调节压力值由计算机从数据库中选取，调节时通过压力传感器监测。当压力 值达到预定值时换向阀置中位停止进油，调节结束。在本次结构中选用的电机是YU2M-6型电机同步转速为lOOOr/niiiio 一般的锯带 轮的母亲速度是3-4nio2.2蜗杆传动设计设计条件为传动比i=18.28,蜗杆输入功率P=3.884kw,蜗杆转速n=960r/niiii1选择蜗杆传动类型根据GB/T 100851988

15、的推荐，采用阿基米徳蜗杆(ZA)2选择材料考虑到蜗杆传动的功率不大，速度是较低，故蜗杆用45钢，因希望效率高些，耐 磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸铝铁青铜 (ZCuA110Fe3),金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿而用青铜制造，而轮芯 用铸铁HT100铸造。3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计再校核齿根弯曲 疲强度，传动中心矩1) 确定作用在蜗轮上的转矩T、= 9.55xlO6 x2k = 9.55xl06x= 581913.3333N m (2-1)-n29602) 确定载荷系数K因工作载荷较平稳，故取

16、载荷分布不均系数，使用系数，由于转速中等，冲击不大， 可取动载荷系数则：K = K 占皿=.2(2-2)3) 确定弹性系数因为选用的是铸造锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故Z£=1603ZPo4) 确定接触系数Zq先假设蜗杆的分度员I直径于传动比的比值=5) 确定许用接触应力%根据蜗轮的材料为铸铝铁青铜(ZCuA110Fe3),金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 为45HRC,蜗杆基本许用应力aH= 268MPa。N = 60jn2L=365x16x10 = 58400 h960=60x lxxl6x365xl0 =18.281.84x10s3 戸二 0.695 血 Vi.84x10s(2-3)

17、(2-4)(2-5)#立式金属带锯床5立式金属带锯床(2-6)crH=张= 0.695x268 = 136.26MPa9立式金属带锯床6）计算中心距(2-7)(160x3.1 丫=3 1.21x581913.3333x = 123.91“V186.26 丿dx = 40111111取中心距a=125m 由机械设计手册： 蜗杆模数：m = 8 mm蜗杆分度圆直径:这时虫=竺=0.4,可査得接触系数Z =2.74,1*1为ZjZQ,因此以上计算结果可用。 a 200°p4蜗轮蜗杆主要参数与几何尺寸蜗轮蜗杆主要参数与几何尺寸计算结果如下表：表24娟轮竭杆主要參数名称代号计算关系式及结果中心

18、距a4 +d)+2 心加a = = = 125mm2蜗杆头数Z1zl = 1蜗轮齿数z2 =41齿形角aa = 20°Q模数inm = 4mm传动比iZ = =41W2齿数比u"=» = 41 Z1蜗轮变位系数X2x2 = 0蜗杆直径系数qd】40q = - mm = 1 Omni m 4蜗杆轴向齿矩PaPa = “ = 314x4 = 13133蜗杆导程p:p: = 7onz = 3.14x4x2 = 25.24mm蜗杆分度圆直径£4 = mq = 4x10 = 40蜗杆齿顶圆直径<1daX = % + 2 力“ =40+2x4 = 56蜗杆齿根

19、圆直径d(-= 40 - 2 x (2 + 4) = 28mm顶隙Cc = cm = 0.25 x4 = nim蜗杆齿顶高hal = h：m = Amin蜗杆齿根高力八hf、= (h： + c)m = 5mm蜗杆齿高力 1 =力 al + 5 = 9蜗杆导稈角Yy = ll°18'35"蜗杆齿宽b、(8 + 0.06z2)m + 25 = 70.76 * 7linm蜗轮分度圆直径gd2 =8x41 = 16477/7?/蜗轮喉圆直径da2 = d2 + 2ha2 =164+2x4 = 172/mn蜗轮齿根圆直径dnd伫=d>- 2hf2 = 160蜗轮齿顶高心

20、2=尹2 -心）= 4"蜗轮齿根高山伫h伫=+（心-八）=5mm蜗轮齿高h、h2 = ha2 + hfl = 9mm蜗轮咽喉母圆半径r. =a-丄/ = 14 J-?蜗轮齿宽b、B < 0.75/1 = 72mm蜗轮齿宽角q = 2aicsin(丄)=64。9'29"蜗杆轴向齿厚=丄 mn = 6.2877/7?/ a 2蜗杆法向齿厚S”s”=» cosr = 12.31mm蜗轮齿厚按蜗杆节圆处轴向齿槽宽0：确定蜗杆节圆直径d；d；=心 + 2心加=+ 2x2) = 36mm蜗轮节圆直径dd； = d2 =115nim5校核弯曲疲劳强度 蜗轮当最系数

21、Zv2 =忑亏=(cos21°48')3 = 43,48(2'8)根据 F=43.48： .©=-0.5则蜗轮齿形系数YFa2 = 2.87 o螺旋角系数Y3 = l-=l= 0.9192P 140°140°寿命系数= 0.5601061.84x10scrF = 56x 0.560MPa = 3 l36A"d(2-9)(2-10)(2-11)所以弯曲强度是满足的。6验算效率1.53x1.21x58191380x328x8x2.87x0.9192(2-12)=13.54 < oyz/ = (0.95-0.96)tan /ta

22、n(/ + ®)(2-13)己知/ = 11°18'36< = 11.31°= arctan/.;人与相对滑动速度匕有关。(2-14)=也一=宀 80x960“.101 必60 x 1000 cos y 60x1 OOOcos 11.31°用插值法查得/ =0.023,久=11687。；代入式中得 = 0.86,大于原估计值，因此不用重算。2.3.2按机械功率或转矩选择规格通用减速器和专用减速器设计选型方法的最大不同在于，前者适用于各个行业，但 减速只能按一种特定的匚况条件设计，故选用时用户需根据各自的要求考虑不同的修正 系数，工厂应该按实

23、际选用的电动机功率（不是减速器的额定功率）打铭牌;后者按用户的 专用条件设计，该考虑的系数，设计时一般己作考虑，选用时只要满足使用功率小于等 于减速器的额定功率即可，方法相对简单。通用减速器的额定功率一般是按使用（工况）系数KA=1（电动机或汽轮机为原动机， 工作机载荷平稳，每天工作310h,每小时启动次数口次，允许启动转矩为工作转矩的 2倍），接触强度安全系数SH=1、单对齿轮的失效概率=1%,等条件计算确定的。所选减速器的额定功率应满足：Pc =P2xKAxKsxKR<Py（2-15）Pc =3x0.8x0.93x0.98 = 2.43 <4kv目前世界各国所用的使用系数基本相

24、同。虽然许多样本上没有反映出KSKR两个 系数,但由于知己（对1身的工况耍求清楚）、知彼（对减速器的性能特点清楚），国外选 型时一般均留有较大的富裕量，相当于已考虑了 KRKS的影响。由于使用场合不同、重要程度不同、损坏后对人身安全及生产造成的损失大小不同、 维修难易不同，因而对减速器的可靠度的要求也不相同。系数KR就是实际需要的可靠 度对原设计的可靠度进行修正。它符合ISO6336、GB3480和AGMA2001E88（美国齿 轮制造者协会标准）对齿轮强度计算方法的规定。目前，国内一些用户对减速器的可靠 度尚提不出具体量的要求，可按一般专用减速器的设计规定（SH>1.25,失效概率&l

25、t;1/1000）, 较重要场合取KR=1.25=1.56左右。2.3.3热平衡校核通用减速器的许用热功率值是在特定工况条件下（一般环境温度20C,每小时100%, 连续运转、功率利用率100%）,按润滑油允许的最离平衡温度（一般为85°C）确定的。条 件不同时按相应系数（有时综合成一个系数）进行修正。所选减速器应满足：Pc =P2xKTxKwxKP<Pt（2-16）Pc = 3 x 0.73x 0.92x 0.89 = 18.4kw <2.5kv2.3轴的设汁与校核2.3.1主电机功率估算主电机功率4300.995 xO.98= 2.79Km;(2-17)式中：人为机床

26、主传动效率。滚珠轴承的传动效率0.99,同步带传动效率0.98。2.3.2主电机选型根据主电机功率为2.79kw,选用其输出功率为3kw。在本次结构中选用的电机是 Y112M-6型电机 同步转速为1000r/miiic 一般的锯带轮的母亲速度是34m。2.3.3主电机轴的结构设计主轴的主要参数是：主轴的前轴径直径D】,主轴的内孔径d,主轴的悬伸量a和主轴支承的跨距lo图2J轴的结构设计主轴内孔径的d的确定dmix < 0.7D = 0.7 x50 = 35imn,最终取 d=37nmi主轴支承跨距的确定Z = (4-)= 31416(80'；-404) = 188.5cm4 64

27、64a = 180.62, k = 10.2, l0 = 23293mm故满足设计要求。2.3.4主轴的受力分析由切向锯带拉力为F=1000N得；Fx =0.35F=359N(2-18)利用叠加法，得到挠度=0.9F = 900NF. =0525F=525N(2-19)(2-20)(2-21)11立式金属带锯床带入上公式得:Fa26£7(2-22)0=835N=482.87Ar#立式金属带锯床#立式金属带锯床斥3力=417.87N已知：输出转矩为3Kw,传动效率为0.98,所以锯带轮的输出功率为：片=P = 4.5 x 0.98 = 4.412CW( 2-23 )2.3.5主轴的强度

28、校核#立式金属带锯床13立式金属带锯床在转矩T和弯矩的共同作用下，按照第三强度理论轴的应力计算公式如下。(2-24)5=3 +4(X)2式中的弯曲应力为对称循环变应力。到扭转切应力为静应力时，取Q&0.3；当扭 转切应力为脉动循环变应力时，取qq0.6；若扭转切应力为对称循环变变应力使，则 取Q心1。对丁直径为“的圆轴，弯曲应力为:M CT = W将b和r代入式，则轴的弯扭合成强度条件为本设计中扭转切应力为脉动循环变应力，所以取a-0.6o(2-25)= 32j“+(0.6?(2-26)在水平面上根据力平衡和力矩平衡可列出方程组:+F= 0x (£14- LI) =x (&#

29、163;1 + £2 + 厶3 + Z4)(2-27)代入各已知参数列出：£呦=5897, FW2=133在垂直面上根据力半衡和力矩半衡可列出方程组:Q + FC + Fyy、+F yy2=Fc x(Z1 + L2)+ Ox Z2 + G x Z3 =x(Z3 +(2-28)带入各己知参数列出： 将各己知参数代入式得出:32/厂 + (0.67y _ 32J359832.3? + (0.6 x 119375)， (1-0.64)/3(1-0.64)x3.14x763= 9.786 5 込故主轴符合强度要求。2.3.6轴的刚度校核计算(1)轴的弯曲刚度校核Yi =48EL”(

30、2-29)y】为轴的计算挠度；查的轴的允许挠度为：V = 0.0002L = 0.0002 X 336 = 0.067mm"P+F 2 3a/9002 +35023/、y. = Z3 =3r x3 363 = 0.019 <v(2-30)48EL48x2.1x104x188.5x104卩轴满足刚度要求。(2) 轴的扭转刚度校核扭角卩的大小和轴的长度有关。为了消除长度的影响，通常用单位长度转角來表示 扭转变形的程度。转角的最大值的最大值不得超过单位长度许可转角。因此扭转的刚度条件表述为心 < 0对丁空心圆轴：Q z 4x isorz(l-a4)>(2-31)32心0对

31、于不同的机械和轴的工作条件，可从有关手册中查到单位长度许可转角0的值。 精密机械传动轴：0=( 0.25-0.50)一般传动轴：(p'=( 0.5-1)锯床电主轴应该屈于一般传动轴，所以0选择0.77m,得:(2-32)32x1807D>4 = 0.037 m = 37 mmY；rG0(l-a )由于主轴的最小直径D=37min,所以符合刚度要求。 综上所述，轴的刚度与强度都符合要求。15立式金属带锯床3传动部件的选择与校核计算3.1 X轴传动部件的选择与校核计算3.1.1脉冲当量的确定根据设计的分析和计算要求，X方向（左右）的脉冲当量为0.02mm/脉冲，Y方向 （前后）为0.

32、01 mm/脉冲。3.1.2滚珠丝杠螺母副的计算和选型X方向（1）工作载荷Fa的计算Fa为工作最大载荷，是捋滚珠线杠副在驱动匸作台时所承受的最大轴向力。已知移 动部件总重 G=500N; Fm=Gu=2.5N（2） FQ最大动载荷的计算设X方向最快的速度v=1.2m/min,初选丝杠基本导程Ph =4inm,则此时丝杠转速n= 1200v/ Ph =300r/min 取滚珠丝杠的使用寿命丁= 15000h（一般机电设备取T=15000h： 11为丝杠每分钟转 速），代入Zx）=60k7'/106,得丝杠卷命系数Lq =270（单位106r）o査表3-30,取载荷系数兀=1.1,再取硬度

33、系数九= 1.0,代入公式：（3-1）得最大动载荷=1777N（3）初选型号根据计算出的最大动载荷，查表3-31,选用济宁轉特精密丝杠制造有限公司生产的 GD系列1604-3型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器单螺母式，其公称自径为16mm, 基本导程为4mm,循环滚珠为3圈x2列，精度等级取5级，额定动载荷为4612N,大 于Fq,故满足要求。（4）传动效率的计算将公称直径= 16inm,基本导程E =4min»代入(3-2)17立式金属带锯床得线杠螺旋升角尢=4。33,将靡擦角0=1OS RA1 = tailX/tan（X + （p）.得传动效率 =96.4%o（5）刚度的验算1）左

34、、右支承中心距离约为800111111；冈IJ的弹性模量E = 2AxMPa ;查机电一 体化系统设计课程设计指导书，得滚珠直径2=2381mim算得丝杠底径=13.1,则(3-3)丝杠截面积得 S=134.7wmr丝杠的拉伸或压缩变形量5ESAfa2±17tLE(3-4)#立式金属带锯床#立式金属带锯床I为丝杠底径的截面。（其中“+，号用于拉伸，“，用于压缩。由于转矩M般较小，式中第二项在计算是 可酌情忽略）。所以，(3-5)综上求得丝杠在工作载荷Fm作用下产生的拉/压变形量5】=7xlO-5mm。2）很据公式 无预紧时(3-6)#立式金属带锯床19立式金属带锯床Fin(3-7)为

35、有预紧时$ = 0.0013 f/io*q 甩 zjio（当滚珠丝杠副有预紧力，且预紧力达到轴向工作载荷的1/3时，八值减小一半左*右。）单圈滚珠数目Z=18：该型号丝杠为双螺母，滚珠总圈数为6圈，总滚珠总数量玉=18X6=108。滚珠丝杠预紧时，取轴向预紧力 166.7N。则 Jj=5xlOimn, J：=4.2xlOimiio因为丝杠加有预紧力，且为轴向负载的三分之一，所以实际变形量可减小一半，取<J.=2.1xl06niiiio3)将其代入(3-8)得变形总量5 =0.0521 /?/ o形成偏差和变动量知，5级楮度滚珠幺幺杠任意630mm800mm轴向行程内行程的变 动最允许36

36、/,而对于阔度为800111111的滚珠丝杠，总的变形量5只有0.0521/;/, 可见丝杠刚度足够。（6）压杆稳定性校核滚珠丝杠属丁细长杆，如果轴向负载过大，则可能产生失稳现象。失稳时的临界载 荷应满足：(3-9)=13.1mni,求得界而惯性矩1444.89W/7；/4；压杆稳定安全系数K取3；滚动螺母 至轴向固定处的距离800111111取最大值。代入上式，得临界载荷6233N,远大于工作载 荷2.5N,故丝杠不会失稳。综上所述，初选的滚珠丝杠螺母副满足使用要求。先初选电动机型号90BYG2602 ,二相混合式，由常州宝马集团公司生产，最大静 转矩为6N.ni,十拍驱动时步距角为1.5&

37、#176;o3.1.3直线移动导轨副的计算与选型（1）滑块承受工作载荷®的计算及导轨型号的选取(3-10)工作载荷是影响直线滚动导轨副使用寿命的重要因素。本设计中的X-Y工作台为 水平布置，采用双导轨、四滑块的支承形式。考虑最不利的情况，即垂直于工作台面的 工作载荷全部由一个滑块全部承担，则单滑块所受的最大垂直方向载荷为：仏= G/4 + F其中，移动部件重量G = 500N,外加载荷F = F. = 100N ,得最大工作载荷Fz=225N = Q225kN。查机电一体化系统设计课程设计指导书根据工作载荷Fg=0.225kN,初选直线滚动导轨副的型号为KZ系列的JSA_LG35型，

38、其额定动载荷Ca=35.kN ,额定静载荷丸=4H2kN。21立式金属带锯床（2）距离额定寿命的计算上述选取的Q系列JSA-LG35型导轨副的滚道硬度为60HRC ,工作温度不超过100°C ,每根导轨上配有两只滑块，精度为4级，工作速度较低，载荷不大。查机电一体化系统设计课程设计指导书，分别取硬度系数厶=10、温度系数斤= 1.00、接触系数人= 0.81、精度系数斤=0.9、载荷系数A =15得距离寿命:L =fwx50(3-11)#立式金属带锯床27立式金属带锯床= 252228L0xL0x0.8U0.9x 2x501.50.225远大于lOOkin ,故距离额定寿命满足耍求。

39、3.1.4步进电动机减速箱的选用为了满足脉冲当量的设计要求，增大步进电动机的输出转矩，同时也为了使滚珠丝 杠和工作台的转动惯最折算到电动机转轴上尽可能的小，今在步进电动机的输出轴上安 装一套无间隙齿轮减速箱。采用一级减速，步进电动机的输出轴与小齿轮联接，滚珠丝 杠的轴头与大齿轮联接。其中大齿轮设计成双片结构，采用机电一体化系统设计课程 设计指导书图3-8所示的弹赞错齿法消除侧隙。己知工作台的脉冲当量5 = 0.01 mm/脉冲，滚珠丝杠的导程4 = 4mm,初选步进电 动机的步距角a二1.5。根据机电一体化系统设计课程设计指导书式（312）,算得 减速比：i 一（aJ/（3605）- 5/3（

40、3-12）本设计选用常州市新月电机有限公司生产的JBF-7型齿轮减速箱。大小齿轮模数均 为lmim齿数比为60:36,材料为45调质钢，齿而淬硬后达55HRC。减速箱的中心距 为（60 + 36）/2mm = 48mm ,小齿轮厚度为20mni,双片大齿轮厚度均为10mm。3.1.5步进电动机的计算于选型Cl）计算加在步进电动机转轴上的总转动惯量/g已知：滚珠丝杠的公称直径= 16nmi，总长（带接杆）7=8OOnmi*导程A=4mm,材料密度。=7.85xl0fg/c宀X向移动部件总重量G=500No可以算的各个零部件的转动惯量如下：滚珠丝杠的转动惯量厶=空空1=0.4kg cm-；折算到丝

41、杠上的转动惯量人=0.01Rgc”F o初选的纵向步进电动机型号为 90BYG2602,该型号电动机转子的转动惯量人=4tgcF。(2)计算加在步进电动机转轴上能够的等效负载转矩乙分快速空载运动和承受最 大工作负载两种情况进行计算。1) 快速空载启动时电动机转轴所承受的负载转矩。由式為=匚唉+0 + 7；可知，為包括三部分：快速空载启动时折算到电动机转轴上 的最大加速转矩TamiK.移动不见折算时折算到电动机转轴上的摩擦转矩7、滚珠丝杠 预警后折算到电动机转轴上的附加摩擦转矩兀。因为滚珠丝杠副传动效率很高，根据式人=鵲_(1 一 J)可知，7；相对于巧“和7很小，可以忽略不计。根据式Tz=J.

42、q£=6。；：考虑纵向链的总效率，计算快速空载启动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩:60：(3-13)心对应纵向空载最快移动速度的步进电动机最高转速。ta步进电动机有静止到加速至山转速所需要的时间。其中：v an =(3-14)360。5vmaxX方向空载最快移动速度，为2400mni min；QX方向步进电动机步矩叫角，为1.5；SX方向脉冲当量，5=0.02mm/脉冲。将以上各式带入式 =,算得« =500/7min 0m 360° 5设步进电动机由静11倒加速至"转速所需时间ta =0.4s,纵向传动链总效率=0.96；则由式汕7厂6%求得 7；

43、max =0.0567?/由式弓=竺可知，移动部件运动时，折算到电动机转轴上的摩擦转矩为：7 ImpTf =八尸。+ G）人（3-15）（2切“导轨的摩擦因数，滚动导轨取0.004F。垂直方向的工作负载，空载时取0 一纵向传动总效率，取0.7则由式耳=0.000加最后由式，求得快速空载启动时电动机转轴所承受的负载转矩为：為=陰近+弓=0057"加2）步进电动机最大静转矩的选定考虑到步进电动机采用的是开环控制，当电网电压减低时，其输出转矩会下降，可 能造成丢步，其至堵转。因此，根据為来选择步进电动机的最大静转矩时，需要考虎 到安全系数。这里取安全系数K=4,于前面预选的90BYG260

44、2 If步进电动机，由表可 知，其最大静转矩7；唤=37Nm,可见完全满足式Ttq的要求。（3）步进电动机的性能校核1）最快匸进速度时电动机输出转矩校核X向最快工进速度f =2400mm/niin，脉冲当量5 =0.02inin/脉冲，由式-Anax/605(3-16)求出电动机对应的运行频率人*=2000Hz。从90BYG2602的运行矩频特性可以看 出，在此频率下，电动机的输出转矩7_f=5.0Nm,远远大于最大工作负载转矩為 =O.O57Nm,满足要求。2）最快空载移动时电动机运行频率校核最快空载移动速度I. =2400nmi/inin,对应的电动机运行频率=2000Hz 查表 得90B

45、YG2602的极限运行频率为20000Hz,可见没有超出范闱。3）启动频率的计算已知电动机转轴上的总惯量人=4.1kg c,，电动机转子自身的转动惯量Jm=4kg cnr ,查表4-5可知电动机转轴不带任何负载时的最高空载启动频率/=1800Hz。则由式可以求出步进电动机克服惯性负载的启动频率为得1264.9HZo上式说明，要想保证步进电动机启动吋不失步，任何时候的启动频率都必须小于 1264.9Hz=实际上，在采用软件升降时，启动频率选得很低，通常只有100Hz （即100 脉冲/s）。综上所述，这里横向进给系统选用90BYG2602步进电动机，可以满足设计要求。3.2 Y轴传动部件的选择与

46、校核计算3.2.1脉冲当量的确定根据设计的分析和计算耍求，X方向（左右）的脉冲当暈为&=0.02mm/脉冲，Z 方向（上下）为=0.02mnV脉冲。Y方向（前后）为务=0.01 mm/脉冲。3.2.2滚珠丝杠螺母副的计算和选型Y方向（1）工作载荷Fm的计算Fm为工作最大载荷，是指滚珠丝杠副在驱动工作台时所承受的最大轴向力。己知移动部件总重G= 1000N;Fm=Gu=5N（2）FQ最大动载荷的计算设Y方向故快的速度=1.2m/min,初选丝杠基本导程Ph =4nmi,则此时丝杠转速 n=1000v/ =300i7niiiio取滚珠丝杠的使用寿命丁= 1500011（一般机电设备取T=

47、1500011： 11为丝杠每分钟转 速）,代入Z=60wT/106,得丝杠寿命系数厶=270 （单位为10%）。查表3-30,取载荷系数齐=1.1,再取硬度系数凡= 1.0,代入公式：Fq =<3-17）得最大动载荷=3554.8N（3）初选型号根据计算出的最大动载荷，査表3-31,选用济宁博特精密丝.杠制造有限公司生产的GD系列1604-3型滚珠线杠副，为内循环固定反向器单螺母式，其公称直径为16111111, 基本导程为4mm,循环滚珠为3圈x2列，精度等级取5级，额定动载荷为4612N,大 于，故满足要求。（4）传动效率的计算将公称直径”o=16mm,基本导程几=4mm,代入久=

48、屈（3-18）得丝.杠螺旋升角X=4°33,将摩擦角0=1（T,代入 =tan尢/tan（尢+卩），得传动效率 =96.4% o（5）刚度的验算1）左、右支承中心跖离约为800nun；刚的弹性模量E = 2AxlOsMPa :査机电一 体化系统设计课程设计指导书，得滚珠直径,=2.381111111,算得丝杠底径必=13.1，则(3-19)丝杠截而积得 S= 134.7$丝杠的拉伸或圧缩变形量§心空土ESMa217HE(3-20)#立式金属带锯床#立式金属带锯床I为丝杠底径的截面。惯性矩（其中“+，号用于拉伸，用于压缩。由于转矩m般较小，式中第二项在计算是 可酌情忽略）。所

49、以&=±亞（3-21）ES综上求得丝杠在工作载荷Fm作用下产生的拉卡变形量lxlOnmio2）根据公式 无预紧时(3-22)29立式金属带锯床为有预紧时= 0.0013Fm10 佃店丁Z；/10(3-23)#立式金属带锯床31立式金属带锯床（当滚珠丝杠副有预紧力，且预紧力达到轴向工作载荷的1/3时，厶值减小一半左右。）单圈滚珠数目Z=18；该型号丝杠为双螺母，滚珠总圈数为6圈，总滚珠总数量玉=108。滚珠丝杠预紧时，取轴向预紧力333.3N。则5=7.9xl0mm,2=6.67xl0'6niiiio因为丝杠加有预紧力，且为轴向负载的三分之一，所以实际变形量可减小一半，

50、取 八=333xio"mm。3）将其代入5=5+厉（3-24）得变形总量5 =0.085加。由表3-27形成偏差和变动量知，5级精度滚珠丝杠任意630mm800mm轴向行程内行程的变动量允许36/;/,而对于阔度为SOOnmi的滚珠丝杠，总的变形量5只有0.085“加，可见丝杠刚度足够。（6）压杆稳定性校核滚珠丝杠属于细长杆，如果轴向负载过大，则可能产生失稳现象。失稳时的临界载荷应满足：一局1Kq-(3-25)于设计要求为双推一双推则丝杠支承系数4有丝杠底径13.1mm,求得界面惯 14444.89；床杆稳定安全系数取3；滚动螺母至轴向固定处的距离SOOnmi取最大値。代 入上式，得

51、临界载荷6233N,远大于工作载荷Fm=5N,故丝杠不会失稳。综上所述，初选的滚珠丝杠螺母副满足使用要求。先初选电动机型号90BYG2602,二相混合式，由常州宝马集团公司生产，最大防 转矩为6Nm,十拍驱动时步距角为1.5。3.2.3直线移动导轨副的计算与选型（1）滑块承受工作载荷L 的计算及导轨型号的选取工作载荷是影响直线滚动导轨副使用寿命的車耍I大I素。本设计中的XY工作 台为水平布置，采用双导轨、四滑块的支承形式。考虑最不利的情况，即垂直于工作台而的工作载荷全部由一个滑块全部承担，则单滑块所受的最大垂直方向载荷为：J=G4 + F（3-26）其中，移动部件重最G = 1000N,外加载

52、荷F = F:=1QON,带入式得最大工作载荷=350 = 0.35o查机电一体化系统设计课程设计指导书，根据工作载荷 Fz = 035kN,初选直线滚动导轨副的型号为KZ系列的JSA-LG35型，其额定动载荷 C“=4612N,额定静载荷 CQa = 8779AT o任务书规定工作台面尺寸500x500mm,考虑工作行程应留有一定余量，查机电一 体化系统设计课程设计指导书，按标准系列，选収导轨的长度为600mm。（2）距离额定寿命厶的计算上述选取的KZ系列JSA-LG35型导轨副的滚道硬度为60HRC ,工作温度不超过100°C ,每根导轨上配有两只滑块，精度为4级，工作速度较低，

53、载荷不大。查机 电一体化系统设计课程设计指导书分别取硬度系数A=10温度系数 = 1.00.接触系数人= 0.81、精度系数斤=0.9、载荷系数凡= 1.5,得距离春命:fn/rfcfR。口(1.0x1.0x0.81x0.9x50(3-27)7.94035 ；x 50 n 45446km#立式金属带锯床33立式金属带锯床远大于lOOkin,故距离额定寿命满足耍求。3.2.4步进电动机减速箱的选用为了满足脉冲当量的设计要求，增大步进电动机的输出转矩，同时也为了使滚珠丝 杠和工作台的转动惯最折算到电动机转轴上尽可能的小，今在步进电动机的输岀轴上安 装一套无间隙齿轮减速箱。采用一级减速，步进电动机的

54、输出轴与小齿轮联接，滚珠丝 杠的轴头与大齿轮联接。其中大齿轮设计成双片结构，采用机电一体化系统设计课程 设计指导书的弹赞错齿法消除侧隙。已知工作台的脉冲当量6 = 0.01 nmV脉冲，滚珠丝杠的导程Ph = 4imn ,初选步进电动机的步距角a二1.5。根据机电一体化系统设计课程设计指导书算得减速比:(3-28 )心（窃,）/（3605）=5/3本设计选用常州市新月电机有限公司生产的JBF-7型齿轮减速箱。大小齿轮模数均为lmim齿数比为60:36,材料为45调质钢，齿面淬硬后达55HRC。减速箱的中心距 为(60 +36)/2mm = 48mm ,小齿轮厚度为20min,双片大齿轮厚度均为

55、10mm。3.2.5步进电动机的计算与选型(1) 计算加在步进电动机转轴上的总转动惯量丿屿已知：滚珠丝杠的公称直径0=16niiii，总长(带接杆)7 =800111111,导程2=4111111, 材料密度° = 7.85x10和g八；x向移动部件总重量G=1000No可以算的各个零部件的转动惯量如下：滚珠丝杠的转动惯量J. =0.42kg cm2；折算到丝杠上的转动惯量人=0.01焙期2。初选的纵向步进电动机型号为90BYG2602,该型号电动机转子的转动惯量厶=4Rgc加则加在步进电动机转轴上能 够的总转动惯量为4.1kg®(2) 计算加在步进电动机转轴上能够的等效负载转矩乙分快速空载运动和承受最 大工作负载两种情况进行计算。1)