双螺旋搅拌摩擦焊焊机送料工作台的设计与控制结构设计

1、双螺旋搅拌摩擦焊焊机送料工作台的设计与控制结构设计第一章 绪论1.1 选题的目的和意义搅拌摩擦焊技术发明至今 17 年以来，无论在国外还是在国内，已经成功跨 出试验研究阶段，发展成为在铝合金结构制造中可以替代熔焊技术的工业化实用 的固相连接技术； 这项新型的焊接技术在航空航天飞行器、 高速舰船快艇、 高速 轨道列车、 汽车等轻型化结构以及各种铝合金型材拼焊结构制造中， 已经展示出 显著的技术和经济效益， 诸如：根除了熔焊所固有的焊接缺陷、 提高了接头和结 构的连接质量、降低了焊接变形等 ; 并且在其他轻金属如镁、铜、锌等材料结构 的制造中也正在实施工程化应用。搅拌摩擦焊作为先进的固态连接技术

2、, 正在广泛应用于铝合金结构件的连接 制造，大面积取代熔焊方法，尤其是在现代运载工具的高速化、轻型化进程中， 技术经济效益显著；近两年来，在国内，搅拌摩擦焊基础方法研究、工程应用开 发、搅拌摩擦焊设备及产品制造方面取得明显进步， 促进了搅拌摩擦焊在中国制 造领域的应用，正蓄势待发；搅拌摩擦焊在方法、材料、性能和效率、成本、环 保等方面显示出的优越性，促进了在我国航空、航天、船舶、列车、电力等工业 制造行业中的大规模工程化应用，正方兴未艾。北京航空制造工程研究所于 2002 年成立了中国搅拌摩擦焊中心。中国搅拌 摩擦焊中心的成立标志着搅拌摩擦焊技术正式登陆中国。 从此为搅拌摩擦焊技术 在中国地区

3、的发展、 推广和工业化应用打开了大门。 这几年来， 搅拌摩擦焊在中 国已经起飞；在技术、工艺、设备等方面都有了突破性的进展，并且已经在工业 中得到应用，正在推动着中国轻合金结构制造业连接技术的加速发展。为了开启中国市场的搅拌摩擦焊技术的研究开发以及大规模工业化应用， 特 别设计铝合金摩擦搅拌焊数控机床， 其中本次题目是铝合金摩擦搅拌焊数控工作 台部分的设计与控制。 现代数控机床技术的发展已形成一个自动化、 网络化、 柔 性化、集成化的趋势。 数控装备的整体水平也标志着一个国家的工业现代化和综 合国力的强弱。 本次的设计题目正是为了设计出适合搅拌焊的数控工作台， 和搅 拌头有机的结合起来， 通过

4、计算机控制实现自动化， 成为完整的数控摩擦搅拌焊 机床。为今后研究点焊以及点焊阵列提供优越的实验条件； 更为今后搅拌摩擦焊 机床的规模化生产奠定了基础。1.2 国内外研究现状、发展动态铝合金摩擦搅拌焊（FSW是英国焊接研究所于1991年发明的一种焊接技术。 这种固相连接技术拥有明显的优越性， 对于轻合金材料的连接在焊接方法、 力学 性能和生产效率上具有其他焊接方法不可比拟的优越性。其中FSW在船舶制造、海洋工业和宇航工业中有广泛的的应用前景。搅拌摩擦焊作为一种轻合金材料连接的优选焊接技术， 已经从技术研究， 迈 向高层次的工程化和工业化应用阶段 , 形成了一个新的产业 : 搅拌摩擦焊设备的 制

5、造、搅拌摩擦焊产品的加工 . 如在美国的宇航制造工业、 北欧的船舶制造工业、 日本的高速列车制造等制造领域，搅拌摩擦焊得到了广泛的应用 , 均已形成新兴 产业。与搅拌摩擦焊相适应的焊接新装备和搅拌工具的发展也非常快， 为实施搅拌 摩擦焊工艺方案及提高各类材料接头的质量，各种类别的新型搅拌摩擦焊接设 备、自动化装置及机器人搅拌摩擦焊机等相继问世。通过前几年的技术积累和市场推广， 其中包括设备开发、 工艺研究及产品试 制等几个方面，预测在3-5年之内，FSW技术有望首先扩大应用到航天结构的生 产制造中，实现我国航天制造技术中的一大跨跃式发展。在全面性能（尤其是疲劳性能和抗腐蚀性能） 研究基础上，

6、搅拌摩擦焊接技 术在航空制造领域有可能先应用到飞机制造中的某些非重要铝合金承力结构 （如 运输机中的载物底板等）.随后,逐步向重要的铝合金承力结构中推广。FSW技术 在这一领域的扩大应用可能需要较长的时间（ 5-10 年）。但是鉴于飞机结构轻量 化的需要，以及FSW技术在焊接轻合金（如铝合金、镁合金等）方面的独特优势， 将FSW技术用于飞机结构的制造已是大势所趋。铝合金型材拼接技术的开发是搅拌摩擦焊技术在工程化、 市场化中量大面广 的最重要领域， 如轨道列车 （包括高速列车 , 地铁列车和铝合金货运车） 、快速舰 船产品等 . 采用搅拌摩擦焊接技术在这些方面的优势是生产效率高、 焊接变形小、

7、成本低、质量好等。以铝合金列车为例，有统计表明，到 2020 年，我国约需新 配备铝合金客车 20万辆、铝合金运煤车 20万辆。可见 ,搅拌摩擦焊接技术在我 国轨道车辆、快速舰船等领域的大规模工程化应用前景也非常广阔。 第二章 双螺旋搅拌摩擦焊焊机送料工作台 结构组成为了保证铝合金摩擦搅拌焊点焊时的位置精度， 以直线导轨为支撑， 采用步 进电机和滚珠丝杠副的组合来保证工作部件的平稳运行。 为了今后点焊阵列的深 一步研究，采用计算机控制实现机床自动化。这次的总体方案是工作台的整体结构设计和控制系统的设计。 传动部分是通 过直线导轨限位、通过滚珠丝杠副控制运送精度，两个滚珠丝杠副分别控制X、Y 方

8、向的位移移动， 通过气动夹具把被加工工件送到搅拌头下的指定位置进行加 工。控制部分是通过计算机控制步进电机和气动电磁阀， 进而控制滚珠丝杠副和 气动夹具的运动。2.1 支承结构2.1.1 支架板支架板是钢板焊接结构， 两侧的支承固定在其下底面上， 导向依靠直线滚动 导轨。为了保证滑块与导轨的高速平滑运动， 滑块的端面带有防尘装置， 机器的 工作环境需保持清洁，以防灰尘残留在导轨和丝杠的沟槽内，造成急剧磨损。 Y 轴也是由步进电机带动， 电机通过联轴器直接与滚珠丝杠联结， 丝杠在装配时进 行预紧，保证无间隙的传动。2.1.2 支承台支承台采用双层钢板加肋结构， 是在上下面板之间有序地焊上一段冲压

9、钢板 构成对角线肋网而形成支承台， 双层壁结构是一种具有刚度、 重量轻， 抗振性好 的高性能结构，适用于大型、精密机架。平板上布置冲压的波浪肋，且呈菱形排 列，两肋构成 U 形减振接头，抗扭和吸振性好，改善了阻尼特性。由于支承台承 受载荷，上下面钢板可以稍厚一点，这样既能使焊接强度增大，还具有稳定性。2.1.3 焊接支承件因为本次设计是一个实际的工程项目， 单件生产适合焊接结构。 在机床设计 中，很多地方都用到了焊接件， 在焊接接头的选用上， 对结构本身的刚度和强度 上都有很大的影响，所以关于焊接接头的选择至关重要。用焊接方法连接的接头称为焊接接头。 它由焊缝、熔合区、 热影响区及其邻 近的母

10、材组成。 在焊接结构中焊接接头起两方面的作用， 第一是连接作用， 即把 两焊件连接成一个整体； 第二是传力作用， 即传递焊件所承受的载荷。 焊接接头 的形式主要有：对接接头、十字接头、 T 形接头、搭接接头和角焊接头等。十字接头或 T 形接头在焊接结构中得到了广泛的应用。 角焊接头多用于箱形 构件上，但是它的承载能力视其连接形式而不同， 其中采用双面角焊缝连接， 其 承载能力可大大提高。 由于对接接头的疲劳强度在很大范围内变化， 搭接接头的 疲劳强度是很低，根据实际设计的焊接结构，多采用角焊焊接、 T 形焊接方法。 2.2 传动机构2.2.1 上传动机构上传动机构主要由步进电机、 联轴器、 滚

11、珠丝杠副和卡槽、 滑动导轨等零件 组成。主要功能实现对工件 Y 方向的移动。其中步进电机驱动滚动丝杠的转动， 进而带动螺母的直线运动，使夹具体沿着滑动导轨到达指定的位置。在这个传动机构中，需要两个滑动导轨。一是附带夹具体的滑槽所在的导轨， 这个导轨选用矩形导轨； 矩形导轨可以消除摩擦。 二是夹具在滑槽上的移动所需 要的导轨，这个导轨选用燕尾形导轨。 燕尾形导轨的特点是高度较小， 调整方便， 可以承受颠覆力矩， 一般多用于要求高度小的多层移动部件。 材料选为铸铁对铸 铁导轨。2.2.2 下传动机构下传动机构和上面的有些类似， 螺母的运动带动滚动导轨上滑块的运动， 而 滑块与上支承板连接， 带动工

12、作台上的整体移动。 因为下传动机构的承载比上传 动机构的承载能力大， 故在此采用了滚动直线导轨， 不论是承载能力方面还是线 性精度方面都比滑动导轨的优势大。滚动导轨的主要特点及应用：（1）滚动直线导轨副是在滑块与导轨之间放入适当的钢球，使滑块与导轨 之间的摩擦变为滚动摩擦，大大降低了二者之间的运动摩擦阻力，从而获得：a、动静摩擦力之差很小，随动性极好，即驱动信号与机械动作滞后的时间 间隔很短，有利于提高数控系统的响应速度和灵敏度。b、驱动功率大幅度下降，只相当于普通机械的 1/10。c、与V形十字交叉滚子导轨相比，摩擦阻力可下降约 40倍。d、适应高速直线运动，其瞬时速度比滑动导轨提高约 10

13、倍。e、能实现高定位精度和重复定位精度。（2）能实现无间隙运动，提高机械系统的运动刚度。（3）成对使用导轨副时，具有“误差均化效应” ，从而降低基础件（导轨安 装面）的加工精度要求，降低基础件的机械制造成本与难度。（4）导轨副滚道截面采用合理比值的圆弧沟槽，接触应力小，承接能力及刚度比平面与钢球点接触时大大提高，滚动摩擦力比双圆弧滚道由明显降低。（5）导轨采用表面硬化处理，使导轨具有良好的可校性，心部保持良好的 机械性能。（6）简化了机械结构的设计和性能。（7）应用广泛，用于各类精密机床、数控机床纺织机械等。 由于滚动直线导轨在实际工作中要承受一定的载荷， 所以在将在后面一章里将进行校核计算。

14、2.3 辅助工作台 双螺旋搅拌摩擦焊焊机是由搅拌焊头和送料工作台两部分组成， 为了更好的 安装、维修搅拌头部分，特别设计了辅助工作台，在搅拌焊接工件同时，还可起 到辅助支承工件的作用， 防止工件的游走， 以免影响加工精度。 辅助工作台不但 易于拆卸，而且对于焊机的整体外形的完善起到了很大的作用。如下图所示：第三章 双螺旋搅拌摩擦焊焊机送料工作台 结构设计校核3.1 滚珠丝杠副的设计与校核3.1.1 滚珠丝杆设计与选用滚珠丝杠副作为精密、 高效的传动元件在精密机床、 数控机床得到广泛应用， 在机械工业、交通运输、航天航空、军工产品等各个领域应用得很普遍，可用作 精密定位自动控制、动力传递和运动转

15、换。1、滚珠丝杠的理论设计方法理论设计方法是设计的基础。滚珠丝杠的设计计算原理应根据额定动载荷Ca选用,C a可从样本或手册查得，滚珠丝杠的当量动载荷Cm为：错 误 ! 未 指 定 书 签 。Cm=(FmL1/3f w)/f a(3-1)所选的丝杠副 , 其额定动载荷 Ca, 不得小于此值：ca=Cn(3-2)式中:Fn轴向平均载荷，N；其中，Fn=(2Fna+Fnin)/3 ；Fmax Fmin丝杠的最大、最小工作载荷，N；L工作寿命，单位为106转；其中，L=(60 navLh)/106;nav平均转速，(r/min);其中，nav=(2nma+ n min )/3 ；nmax nmax丝

16、杠的最高、最低转速，(r/min)；Lh以小时为单位的工作寿命(h), 一般的数控机床可取Lh=15000h;fa精度系数，1、2级；取fa=1, 3、4级取fa=0.9 ；fw运转状态系数，无冲击取11.2，一般情况下取1.21.5，有冲击取1.52.5。2、设计滚珠丝杠还应考虑如下一些约束条件：a) 临界压缩载荷应大于轴向最大受压载荷，确保丝杠的稳定性。b) 丝杠的最高转速应小于临界转速，防止发生共振。c) 滚珠丝杠还应受 donmax限制，一般dnmax+Fmin)/3Ni=(2n max+ n min)/35、确定预期额定动载荷Gm按滚珠丝杠副的预期工作时间Lh（小时）计算am3 60

17、nmLFm fw100fa fc(3-6)式中：Lk一预期寿命时间（小时），对于测试设备一般为15000。fa 一精度系数。由初定的精度等级取fa=1。fc 一可靠性系数。一般情况下fc=1。在重要场合，要求一组同样的滚珠丝杠副在同样条件下使用寿命超过希望寿命的90%上时fc可选小些fw负荷系数。测量设备为无冲击平稳负荷，取 fw=1 计算求得：. 27 5 1am3 60 500 15000211N100 1 1有预加负荷的滚珠丝杠副还需按最大轴向负荷Fmax计算Cam：CamfeFmax(3-7)式中：f e预加负荷系数；轻预载fe=6.7 ；中预载fe=4.5 ；重预载f e=3.4选择

18、较大值211N做为滚珠丝杠副的Cam。6滚珠丝杠副系统刚度的计算从理论上说，滚珠丝杠副系统刚度与丝杠刚度，丝杠副螺纹滚道与钢球在轴向接触刚度、螺母座、轴承座刚度以及支承轴承刚度等多种因素有关。但在实际设计中，采取提高轴承、轴承座、螺母座刚度等措施，因此，滚珠丝杠副刚度主 要是丝杠刚度和钢球与滚道接触刚度。 参考ISO标准，滚珠丝杠副系统刚度计算公式可简明表示为:111RtRsRu(3-8)R滚珠丝杠副系统刚度R滚珠丝杠轴刚度RsdE 10 34Lde滚珠丝杠受载直径通常，de = do 1.2DwRs(do1.2Dw)2E 104L(3-9)L支承距离(mm,丝杠安装方式为一端固定一段自由的螺

19、母至固定端处 最大距离。E弹性模数，E=2.1 x 105N/mmR滚珠丝杠副螺纹滚道与钢珠在轴向的接触刚度(N/mm通过计算和查表得出：Rj=1150N/y mDC=324.8253R=3.14 x 32 x 2.1 x 10 x 10- / (4X 950) =178N/y mRtRsRuRsRR=178x 1150/ (178+1150) =154.2N/ 卩 m7、估算滚珠丝杠的最大允许轴向变形量S m当滚珠丝杠副轴向有工作载荷作用时，传动系统中便产生弹性变形且S =F/K。从而影响了系统的传动精度，而 Kmin处系统受影响最大。机床与机械装置的伺服系统精度大多在空载下检验。空载时作用

20、在滚珠丝杠 副上的最大轴向工作载荷是静摩擦力 F0。移动部件在Knin处起动和返回时，由于 F0方向变化将产生误差2Fo/Rmin（又称摩擦死区误差）。它是影响重复定位精度的 最主要因素。一般占重复定位精度的（1/21/3）。所以规定滚珠丝杠副允许的最 大轴向变形：Fo4）重复定位精度(3-10)S m=27.5/154.2=0.18 卩 m8、估算滚珠丝杠副的底径d2m按滚珠丝杠副安装方式为一端固定，一端游动，则有d2m 2*101OFo丄 0.078 EFoLm(3-11 )式中:E杨氏弹性模量2.1 X 105N/mmS m估算的滚珠丝杠最大允许轴向变形量（卩m）F0导轨静摩擦力（N）。

21、F0=卩0w（卩0为静摩擦系数）L滚珠螺母至滚珠丝杠固定端支承的最大距离 （mm）L行程+安全行程+余程+螺母长度一半+支承长度的一半行程 +(2-4)P h+4Fh+(4-6)P h+(1/20-1/10) 行程 (1.05-1.1) 行程+(10-14)P h1/2d2m=0.078 X( 27.5 X 950/0.18 )=29.7mm9、螺杆的稳定性校核对于长径比大的受压螺杆，当轴向压力Q大于某一临界值时，螺杆就会突然 发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力Q必须 小于临界载荷Q。贝U螺杆的稳定性条件为:(3-12)Ssc Qc/Q S式中:Sc螺杆稳定性的计

22、算安全系数；S螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋(如起重螺杆等),S=3.55.0 ;对于传导螺旋，S=2.54.0 ;对于精密螺杆或水平螺杆，SS4。Q螺杆的临界载荷，单位 N,根据螺杆的柔度 入s值的大小选用不同的 公式计算。入s=y L/i ,此处，卩为螺杆的长度系数，见表4-5所示；L为螺杆 的工作长度，单位mm若螺杆两端支承时，取两支点间的距离作为工作长度 L;若螺杆一端以螺母支承时，则以螺母中部到另一端支点的距离，作为工作长度L;i为螺杆危险截面的惯性半径，单位 mm若螺杆危险截面面积则:A d；4i 1空i.A4、当入s=100时，临界载荷Q可按欧拉公式计算，即:Qc2ei式中：E

23、螺杆材料的拉压弹性模量,E=2.1 x 105MpaI螺杆危险截面的惯性矩:d；644,mm(3-13)(3-14)(3-15)(3-16)、当入s=380Mpa的普通碳素钢，女口 Q235(T b480MPa的优质碳素Q275等，取Q= (304-1.12入s)n d22/4。对于强度极限钢，如 3550 号钢等，取 Q= (461-2.57 入 s)n d22/4(3)、当入s=dm, G=Cm,但不宜过大，否则会使滚珠丝杠副的转动 惯量偏大，结构尺寸也偏大。接着再确定公称直径。循环圈数，滚珠螺母的规格 代号及有关的安装连接尺寸。对预紧滚珠丝杠副，确定其预紧力FpoFpmax(3-17)式

24、中：Fmax最大轴向工作载荷所以，Fp=1/3 X 1000=333N11、确定滚珠丝杠副支承所用的轴承规格代号丝杠轴承的载荷主要是轴向载荷，径向除丝杠自重外，一般无外载荷，对丝 杠轴承主要要求轴向精度和刚度较高，摩擦力矩尽量小。一般固定支承采用60度角接触球轴承。(1) 计算轴承所受的最大轴向载荷 FBmax,按滚珠丝杠副支承的要求选择轴承 的型号。(2) 确定轴承内径：为便于丝杠加工，轴承内径最好不大于滚珠丝杠的大径。在选用内循环滚珠丝杠副的时必须有一端轴承内径略小于丝杠底径d2。其次轴承样本上规定的预紧力应大于轴承的最大载荷FBmax的1/3。基于上述设计计算初选滚珠丝杠副型号为FFZD

25、3205（内循环浮动返向器双螺母垫片预紧滚珠丝杠副）3.1.2 丝杠校核计算测量系统中在X轴方向的丝杠受力最大，丫轴和Z轴受力较小，丝杠强度和 刚度对系统测量精度影响不大，因此这里只校核 X 轴的滚珠丝杠。1 、根据设计要求选定滚珠丝杠参数磨制丝杠 （ 右旋）轴承到螺母间距离（临界长度）1 n=950mm 固定端轴承到螺母间距离 Lk=950mm丝杠总长 =1200mm最大行程 =900mm工作台最高移动速度 Vmax=5（m/min）寿命定为Lh=15000工作小时。摩擦力计算公式：F,=卩F+f卩=0.005 （滚动导轨摩擦系数）、F法向载荷（N）、f 密封件阻力（单 个滑块的 f=5N）

26、电机最高转速 nmax=1000（r/min）定位精度：300mn行程内行程误差=0.01mmW=150kg（工作台重量+工件重量+夹具重量）g=10m/s2 （重力加速度）i=1 （电机至丝杠的传动比）直连F,= x W g+f=0.005 X 150X 10+20 27.5N2、由上述丝杠参数确定丝杠类型此传动系统中的丝杠副对刚度及位置都有所要求， 螺母形式选择为：FFZD法 兰式磨制丝杠 ） 丝杠3、由定位精度要求确定精度不得低于 P2级丝杠4、计算导程和额定动载荷Vm ax5000Phnmax 1000(1) 、按速度要求计算导程为Ph=5(mm)(2) 、计算额定动载荷，初步确定滚珠

27、丝杠规格测量机中被测零件重量轻，滚动导轨摩擦力小，丝杠受力很小，最大值约 27.5N，且只受轴向力。丝杠主要起传动定位作用，测量时电机转速较慢，按最 大载荷和电机最高转速的1/2计算丝杠额定载荷，由公式(3-6)(3-7)计算出 额定动载荷为211N,额定动载荷比较小，综合考虑刚度及加工工艺要求，选择 内循环滚动螺旋副，丝杠公径为 32。5、使用寿命计算L (Ca/F)3实际常用小时表示，则有L=106L/6 OnL额定寿命(106r) ； Ca基本额定动载荷(N)；F丝杠所受轴向力；n转速、变速时取平均值。由此得：Lh=106(13000/211) 3/(60 X 1000)=3897907

28、(h)满足寿命要求。&临界转速校核27nk=f nk X d2/L n X 10nk临界速度(r/min )f nk支承系数18.9 (端固定，一端支承)d2丝杠螺纹底径30mm(公称直径一滚珠尺寸半径)Ln临界长度950 (mm2=18.9 X 30/9502 X 107=6282r/min7、按最小刚度计算滚珠丝杠的最大允许轴向变形量S m丝杠主要受到轴向力作用，因此这里只计算轴向变形。滚珠丝杠本身的最小拉压刚度 RSminRSmin= n d22EX 102/4Lz=6.6 d 22X 102/Lz=6.6 X 302X 102/4 X 1050=141 ( N/ 卩 m)Lz丝杠两轴承

29、间距离 1050mmE弹性模量2.1 x 105MpaRSmin=141 （N/卩m则轴向刚度Rs引起的正反向间隙S xS x=2F/Rsmin=2X 27.5/141=0.39 卩 m8、压杆稳定校核当Z轴丝杠传动采取一端固定，一端自由安装方式（上端固定，下端悬空）时，虽然容易失稳，但此时丝杠并不受压，无论测头上升还是下降，都因测杆测 头的重力作用而受拉，所以不需要稳定性校核。9、轴承选择对于X轴和Y轴，固定端可安装2个60度角接触球轴承，或者采用一组双 列角接触球轴承，支承端使用深沟球轴承，轴承内径为20;对于Z轴，只一端固定，另一端自由，固定端可采用与X和丫轴相同的安装方式，也可使用推力

30、 球轴承。另一个滚珠丝杠副的选择和上面的过程类似。选型为 FFZD32053.2 步进电机的选用1、测量机速度控制的特点 测量机测量方向的进给与一般加工机床的进给是不同的。 一般加工机床有明确的进给量指示，如需要进给100mm则只要通过数控指令发送进给位移量和检 测装置来反馈控制进给机构达到100mm的进给量即可。而测量机的测量方向、进 给控制则相对复杂得多， 最主要原因是无法给出明确的进给量。 测头到被测工件 的精确坐标距离在测量前是未知的， 人们只能通过估计给出一个模糊描述， 如表 述为“现在测头距测量点大概有100mm的距离”。这就给测量系统的驱动控制带 来很大的难度。目前，无论低精度还

31、是高精度的测量设备进给控制系统主要采用变匀速进给 加触发方式， 现有的大部分坐标测量机都采用这种结构。 下图给出了测量机典型 的速度变化曲线。定隹連度慎速度Fig 3.1 Typical speed-curve of the measuri ng machi ne步进电机是将电脉冲信号转变为角位移或线位移的开环控制元件。 在非超载 的情况下，电机的转速、停止的位置只取决于脉冲信号的频率和脉冲数， 而不受 负载变化的影响，即给电机加一个脉冲信号，电机则转过一个步距角。这一线性 关系的存在，加上步进电机只有周期性的误差而无累积误差等特点 使得在速度! 位置等控制领域用步进电机来控制变的非常的简单。

32、步进电机本身进给量是离散的，是一步一步的，这正好是我们所要求的测量 进给方式，选用步进电机驱动，当测头接近工件时采用点动控制便能精确的测量 出位置坐标。考虑到滚珠丝杠无自锁性，而步进电机恰恰具有这一特性。且步进电机控制 简单，低速运行可靠性高，稳定性好，因此选择步进电机作为传动动力。步进电机由步距角（涉及到相数）、静转矩、及电流三大要素组成。一旦三 大要素确定，步进电机的型号便确定下来了。2、步距角的选择电机的步距角取决于负载精度的要求，将负载的最小分辨率当量换算到电机 轴上，每个当量电机应走多少角度（包括减速）。电机的步距角应等于或小于此 角度。目前市场上步进电机的步距角一般有0.36度/0

33、.72度（五相电机）、0.9度/1.8度（二、四相电机）、1.5度/3度（三相电机）等。3、静力矩的选择步进电机的动态力矩一下子很难确定，我们往往先确定电机的静力矩。静力 矩选择的依据是电机工作的负载，而负载可分为惯性负载和摩擦负载二种。单一 的惯性负载和单一的摩擦负载是不存在的。 直接起动时（一般由低速）二种负载 均要考虑，加速起动时主要考虑惯性负载，恒速运行进只要考虑摩擦负载。 一般 情况下，静力矩应为摩擦负载的23倍，静力矩一旦选定，电机的机座及长度（安 装几何尺寸）便能确定下来。4、电流的选择即使电机静力矩相同，由于电流参数不同，其运行特性差别很大，可依据矩 频特性曲线图，参考驱动电源

34、及驱动电压，判断电机的电流。综上所述选择电机一般应遵循以下步骤：图3.2步进电机选择流程图Fig 3.2 Select flow chat of the stepper motor5、步距角计算由定位精度丝杠导程确定步进电机的最大步距角。因已选定丝杠导程为5mm定位精度0.01mm则步进电机的步距角不能大于 0.72度/步，若采用细分 驱动器步距角则无要求。但要保证最终不能大于 0.72 度/ 步。步距角=定位精度/滚珠导程X 360度=0.01/5 X 360=0.72度6、电机转速计算转速=(每秒脉冲数)/ (360/电机步距角)X 60s可以通过计算机控制发送脉冲频率控制步进电机的速度7

35、、力矩与功率换算步进电机一般在较大范围内调速使用、 其功率是变化的， 一般只用力矩来衡 量，力矩与功率换算如下：P=QX M(3-18 )Q =2 nXn/60( 3-19 )P=2n nM/60(3-20)M=Fd0tang + p )/2( 3-21 )W =arctan(Ph/ n d0)( 3-22)其中P为功率单位为瓦，Q为每秒角速度，单位为弧度，n为每分钟转速， M为力矩单位为牛顿X米，F为丝杠轴向力，d0为丝杠公径，W为丝杠螺纹升角， p 螺纹摩擦角。(1) 计算X向丝杠转矩由滚珠丝杠设计选型知，X向滚珠丝杠的轴向力为27.5N，丝杠公称直径为 32,导程为5,滚珠丝杠的摩擦角很

36、小，不到1度，按1度计算，根据式(X - X)得转矩：W =arctan(Ph/ n d0)=arctan(5/3.14 X 32)=2.85M=Fd0tang + p )/2=27.5 X 32X tan(2.85+1)/2=29.6NmmP=2n nM/60=2X 3.14 X 1000X 29.6/60=3.10W(2) 计算Z向丝杠转矩由前述结构部分知，Z向受力较大，主要为测量杆、测头、防滑块、丝杠螺 母的重力寄摩擦力。由结构模型计算得到，Z向重量约为20kg，忽略摩擦，按重力加速度为10计算。得到 M=215.3NmmP=22.5W（3）计算丫向丝杠转矩丫向丝杠受力较小，主要为Z向结

37、构件重力加在丫导轨滑块上的摩擦力，由 于滚动导轨摩擦系数小，因此这个力很小。可选择功率小的电机。一般静力矩为摩擦力矩的23倍。因此，选择步进电机的静力矩应比计算力 矩M大23倍。根据各轴转矩选择步进电机型号。步进电机的选择型号：110BYG350B混合式）相数：3步距角（度）：0.6、1.2相电流（A）: 3.0保持转矩（N.m）: 18重量（Kg）: 12优点：感应子式永磁步进电机转子为感应子式结构形式，也称为混合式，兼顾永磁式和磁阻式两类电机的 优点，它具有布距角小，有较高的起动和运行频率的特点。需要正负脉冲供电， 消耗功率较小，有定位转矩。3.3滚动导轨的设计选用1、滚动导轨副的额定寿命

38、（1）额定寿命的计算：滚动直线导轨副的寿命的计算公式为:3L 50fh ft fc fa C(3-23)式中,L额定寿命;fw Fc额定动载荷;-计算载荷；t 温度系数;接触系数;a精度系数;载荷系数;fh硬度系数，fh=（滚道实际硬度58HRC 3.6，由于产品的技术要求规定，滚道硬度不得低于 58HRC故通常可取fh=1.各系数取值为：21.00fc=1.00a=1.0fw=1.5（2）寿命时间的计算：当行程的长度已定，以小时为单位的额定寿命为L 1038.3L(3-24)2 l n 60 Vn式中，I行程长度；n 每分钟往复次数；L 额定寿命。2、作用于滚道直线导轨副的载荷计算（1）滚动

39、直线导轨副的载荷计算由于滚动导轨的特殊结构，使其具有垂直向上、向下和左右水平四方向额定 载荷相等，且额定载荷大，刚性好，刚度高，三个方向抗颠覆力矩能力大，适用 于各种载荷机床。（2）作用于滚动直线导轨副的载荷计算：直线运动滚动支承系统所受的负荷， 受下列各种因素的影响：配置形式（水 平、垂直、横排），移动件的重心和受力点位置，导轨上移动件牵引力的作 用点，启动及终止时的惯性力，以及运动阻力等。滚动导轨水平安装、滑块座移动，工作台的质量分布均匀，中心在中间，G为重量；外力F的作用点和工作台重心重合，匀速运动或者静止。Fma=Fi=F2=1/2 （G+F =1/2 X（ 1000+1000 =10

40、00N3、滚动直线导轨副的精度及选用滚动直线导轨副分四个精度等级，即 2、3、4、5级，2级精度最高，依次 递减，依照手册中表4-2-40和4-2-41得，选择三级精度等级。4、滚动直线导轨副预加载荷各种规格的滚动直线导轨副分为四种预加载荷，按照不同使用场合预加载荷 的使用情况和不同使用精度推荐的预加载荷，因为要求较高重复定位精度，有扭 转载荷，精度等级是三，所以选取 Fi型预加载荷。最后根据手册表4-2-42四种预加载荷，选择规格是GGB30中载荷F(0.05C)13801670N,间隙 F3 为 515卩 m5、安装与防护润滑(1) 基础件上安装导轨副的安装平面的精度要求：因为在同一平面内

41、使用 两根导轨副时，其安装精度可低于导轨副运行精度(2) 导轨副连接基准面的结构形式选择螺钉连接。(3) 安装基面的台肩高度及倒角形式：将滑块和导轨安装在床身和工作台时，为使滑块和导轨不与基础件发生干涉，按表4-2-45中选取相应尺寸。&验算寿命ft = 1.00 ； fc = 1.00 ； fa=1.0 ； f w=1.5Fc=0.05C33L50fh ft fcfa C1 1.00 1.00 1.0 C118519HfwFca1.50.05CLhL1038.3L8.3 11851975670H2ln 60l n1300 10满足要求3第四章气动回路的整体设计4.1气动回路的设计气动传动系统

42、是机械传动系统的一种形式，具有以下的优点：1. 传力介质是空气，取之不尽，用之不竭，没有成本费用，不存在污染问 题；2. 压缩空气在管道中压力损失小，便于集中供应和远距离操作，提高自动化程度；3. 动作迅速，反应灵敏，卡紧或松开所用的辅助时间少;4. 结构简单，维护方便，相对于液压传动而言；5. 卡紧牢固，使用安全；6.元件易于标准化和规格化，缩短工艺装备周期，降低成本。图4.1 气动传动系统示意图Fig. 4.1 Sketch of pn eumatic-tra nsmissi on system其中，1是空气压缩机：压缩空气，增加系统压力达到预定值；2是储气罐：储气罐和空气压缩机配套使用，

43、用来储存气体；3是压力继电器：当管道内的气体压力突然下降时，关闭气动回路；4是空气过滤器：作用是去除空气中的水分和杂质；5是减压阀：保证气体的压力满足气动系统的要求，输出稳定的气体;6是油雾器：将润滑油雾化后混入压缩空气提供给气动装置；7 是单向阀：作用是使气体沿一个方向通过，防止气体倒流；8 是两位三通电磁换向阀：通过控制阀的方位实现对气体的控制；9 为活塞式气缸，提供夹具所需要的驱动力；10 为消声器，消除压缩空气尾气产生的噪音。该机床的气动回路由方向控制阀和气源三联件组成。所需的供气压力0.6MPa,用气部位主要是夹钳，压力继电器用来判断气源压力是否达到设定值， 如果没有达到设定值， 数

44、控系统就会发生相应的反应。 压缩空气进人执行元件前， 先通过油雾器把油带至各气动执行元件以达到润滑的目的。空压机必须是压力可调节的工业用空气压缩机； 根据空气压缩机的工况环境系统压力为 0.6MPa； 机器安装前空压机要先安装完好；空压机要提供清洁、 干燥的压缩空气， 在空气非常湿的地区， 必须再加空气 干燥机。空压机应配压力表、截止阀；空压机的排气量： 0.05m3/min4.2 气缸的设计计算1、气缸的输出力（1）、理论输出力普通单作用气缸（预伸型）理论推力为：F0=Ft1（4-1 ）其理论拉力为：Fo=n /4 （d2）X P-Ft2（4-2 ）式中， D 缸径（ m）；d 活塞杆直径（

45、 m）；p 工作压力（ Pa）；F ti 单作用气缸复位弹簧的预紧力（N）;F t2 复位弹簧的预压量加行程所产生的弹簧力（N）o（ 2）、实际输出力气缸未加载时实际所能输出的力， 受到气缸活塞和活塞杆本身的摩擦力的影响，如活塞和缸筒之间的摩擦、活塞杆和前缸盖之间的摩擦，用气缸效率n表示，气缸的效率n与气缸的缸径D和工作压力p有关，缸径增大，工作压力提 高，则气缸效率 n 增加。在气缸缸径增大时，在同样的加工条件、气缸结构条 件下。摩擦力在汽缸的理论输出力中所占的比例明显地减少了，即效率提高了。 一般气缸的效率在 0.70.95 之间。普通单作用气缸的实际输出推力 Fe 为：Fe=n /4D2

46、Pn -Ft（4-3）（ 3）、夹具的夹紧力铝板的厚度10mm长x宽=2000x 1000 mrn铝合金的密度：5g/cm3铝合金板料的重量为：5X 2000X 1000X 10X 10-3 X 10X 10-3=1000N夹钳体的中间轴距两端初步估计为 65m m（钳头）、110m（钳尾） 夹钳体设为 3 个，三个夹钳体的受力相同。F=400N根据（杠杆原理）公式计算得出气缸推杆的作用力为：F 实际=65X 400/110=236=240N初步选择汽缸类型为：弹簧复位的单作用气缸（预伸型） 依据三角形相似可以得出活塞杆移动的距离范围为： h=110X15/65=25mm2、负载率B从对气缸特

47、性研究知道， 要精确确定气缸的实际输出力是困难的。 于是，在 研究气缸的性能和选择确定气缸缸径时，常用到负载率B的概念。气缸负载率B的定义是：负载率B =气缸的实际负载F/气缸的理论输出力F X 100%气缸的实际负载是由工况所决定的，若确定了气缸负载率B，则由定义就能确定气缸的理论输出力F。，从而可以计算气缸的缸径。气缸负载率 B的选取 与气缸的负载性能及气缸的运动速度有关。对于阻性负载， 如气缸用作气动夹具， 负载不产生惯性力的静载荷， 一般负 载率B选取为0.8.对于惯性负载，如气缸用来推送工件。负载将产生惯性力的，负载率B的取值为：B =0.65 气缸作低速运动，u100mm/sB =

48、0.5 气缸作中速运动，u=100500mm/sB 500mm/s3、缸径计算由气缸带动的负载、运动状态及工作压力，就可以进行气缸缸径的计算和选 用。缸径计算步骤如下：(1 )、根据气缸带动的负载，计算气缸的轴向负载力F。上面已经计算F=240N.(2) 、由气缸的平均速度来选定气缸的负载率B，如下表所示。气缸的运 动平均速度越高，负载率应选得越小。根据实际工作情况，B =0.8.(3) 、若系统工作压力为0.6Mpa时，气缸的工作压力计算时一般选为0.4Mpa。当然，系统的工作压力低于0.6Mpa,计算时工作压力也作相应地调整。 选取气缸的工作压力为：0.4Mpa。表4.1气缸的运动状态和负

49、载率Table 4.1 Moti on state and load rate of cyli nders阻性负载(静负载)惯性负载的运动速度u500mm/sB =0.8=0.65=0.5=0.35表4.2气缸的理论输出力F0计算公式Table 4.2 Formula of cylinders theory output-force F0形式双作用气缸单作用气缸预缩型预伸型推力D2p4-D2p Ft24Ft1拉力D2 d2 p4Ft12 2D d p Ft2 4活塞杆直径取d=0.3D(4)、由气缸的理论输出力计算公式、负载率 B及工作压力p即能计算缸径。由计算的缸径再圆整到标准缸径理论输出力 F=F/ B =240/0.8=300N.由单作用气缸预伸型理论推力、拉力其理论推力为：F=Fi其理论拉力为：F= n /4（ Ed 2）X P-Ft24(Ft1 Ft2)0.91 p得，假设 Fti=F2=140N d=0.3D31.34 (140 140)0.91 3.14 0.4所以选取单作用气缸缸径为32mm活塞杆直径为10mm根据标准气缸的型号选择为：缸内径32mm行程25mm的单作用预伸型气缸。4、活塞杆的弯曲强度和挠