数控插齿机工作台结构与控制系统设计

1、目录中文摘要1英文摘要21引言31.1 设计的目的和意义31.2 数控插齿机在国内外的发展概况及存在的问题41.2. 1国内研究现状41.1.2国外研究现状41.3课题的研究内容52.整机运动方案的确定52.1机床主要设计参数及规格52.1.1机床的用途和使用范围52.1.2机床的技术规格52.2数控插齿机的设计原理及主要结构62.2.1插齿机加工原理分析62.2.2数控插齿机主要运动及结构62.3新方案的提出和分析72. 3.1结构改进设计73. 3.2优缺点比较和分析73工作台进给结构各个传动部件的方案选择83.1导轨的选型和分析计算83.1.1 导轨类型的选择83. 1.2丝杠螺母副的选

2、用103. 2.滑动导轨副的选型和计算103.1 .1导轨上移动部件的重量估算103.2 .2插削力的计算103. 2.3滑块承受工作载荷的计算及导轨型号的选取123. 3滚珠丝杠螺母副的计算与选型143. 3.1丝杠螺母副的确定143. 3.2确定滚珠丝杠副支承用的轴承代号和规格173. 4伺服电机的选择183. 4.1计算负载扭矩及负载惯量183. 4.2伺服电机的校核：193. 4.3伺服电动机最大静转矩的选定194. 4.4伺服电动机的性能校核224.工作台主轴蜗轮蜗杆计算分析和校核224.1 蜗轮蜗杆传动输入参数224. 2蜗轮蜗杆分析计算235. 3伺服电机的选型266. 工作台翻

3、转机构蜗轮蜗杆及齿轮副相关计算266.1 翻转机构蜗轮蜗杆计算分析及校核265.2传动副齿轮的确定295.2.1.选定齿轮类型、精度等级、材料及螺旋角295.2.2.按齿面接触强度设计295.2.3按齿根弯曲强度设计315.2.4几何尺寸计算325.3电机的计算与选型336.机床的三维建模346.1机床的整体外观图346.2主要传动机构细图：356.2.1工作台进给传动（丝杠螺母和滑动导轨副）356.2.2工作台圆周运动356.2.3工作台翻转机构367 .机床的润滑368 .工作台进给控制系统的设计368.1 数字化控制系统的选择368.1.1 1工作台中电机常用控制方案分析368.1.2

4、直流伺服电机与交流伺服电机的区别378.1.3 主流运动控制方法388.2PLC控制系统的设计398.2.1PLC控制方式的优点408.2.2控制伺服电机的方案确定408.2.3伺服电机与伺服驱动器的硬件连线图418.2.4硬件设计及线图的搭建418.2.5控制方案简单实例的试验428.3其他控制系统方案的简介和初步设计构思448.3.1基于单片机的系统结构的分析448.3.2PMAC运动控制卡45结论46致谢47参考文献48数控插齿机床工作台结构与控制系统设计才商要：齿轮是机械工业中重要的基础传动元件，具有恒功率输出、承载能力大、传动效率高、使用寿命长、传动比稳定等优点。它的设计、制造水平已

5、成为一个国家现代工业技术水平的标志之一。因此，研究齿轮及齿轮加匚的相关技术具有很大的理论和现实意义。插齿机作为齿轮加工机床的一种，己逐步体现出其加工的优越性。本课题的设计中，在现有的数控插齿机产品基础上，进一步研窕数控插齿机工作台机械结构。在工作台设计中，根据插齿机加工齿轮的原理，对工作台进给、圆周运动以及工作台小角度翻转运动的结构部件进行详细地分析和设计，选择合理的传动方式，并对传动装置进行结构计算和校验。在设计时，要注重理解工作台各个结构部件的运动关系，对其空间结构进行合理地布局。为了实现数字化控制，在结构设计后还需进行控制系统的初步设计.由于课题时间较短，工作量较大，主要考虑伺服电机的调

6、速问题，选择相应的驱动器，进而提出控制方案以及选择相应的控制硬件。关键词：插齿机；工作台：结构设计：数字化控制StructureandControlSystemDesignofCNCGearShaperMachineWorkbenchAbstract:Gearisanimportanttransmissionelementinmechanicalmanufacturingithasthefeaturesofconstantpoweroutput,heavyloadings,highefficiency,longoperatinglife,stabletransmissionratio,etc.

7、Thedesignandmaxiufacturinglevelofgearshasbecomeoneofsymbolofmodemindustrylevelofacountry.Thus,itisofgreattheoreticandrealisticsignificancetoresearchoncorrelativetechnologyofgears.Asonekindofthegearfinishinglathes,thegearshaperhasmanifestedthesuperiorityinprocessinggradually.Inthispaper,basedonthepro

8、ductofexistingCNCgearshapers,makingfurtherstudyonthestructureofCNCgearshaperworkbench.Inthedesignofworkbench,accordingtotheprincipleofgearprocessing,focusondetaileddesignandanalysisoffeedofworkbench,circularmotion,small-angleflipmovementofworkbench,selectthereasonablewaytodriveandmakecalculationandv

9、erificationontransmissionstructure.Indesigntime,wealsoshouldfocusonunderstandingthemovementandspatialstructurebetweenthevariousstructuralcomponentsofworkbench.Inordertorealizethedigitalcontrol,neededforthepreliminarydesignofthecontrolsystemafterstructuraldesign.Duetolackingoftimeand1argerworkloadint

10、hissubject,themainconsiderationoftheliftingspeedofthemotor,selecttheappropriatedrive,andthentheproposedcontrolscheme,selecttheappropriatecontrolhardware.Keywords：gearshaper；Workbench：Structuredesign:CNC1引言1.1设计的目的和意义机床是现代制造技术的重要生产工具，在某种意义上，它也是衡量一个国家工业制造整体水平的重要标志之一。近些年来，机床设计思想不断进步，为生产高速，高精度，高刚性的机床提供了

11、条件，尤其是计算机在控制，计算，分析处理，仿真的方面中广泛应用，使机床的设计方法与手段日渐丰富。现代机床正向高精度，模块化，全自动，多元化方向发展。数控机床就是现代机床的产物，它是采用数字信息控制的机床，详言之，是用数字化代码将零件加工过程中所需的各种操作和步骤以及刀具和工件之间的相对位移等信息，通过计算机自动编程或手工编程，产生加工程序，送入数控系统经过译码，运算及处理自动加工出所需工件。与其他数控机床相比齿轮加工的数控技术复杂度大，且起步晚，目前，数控滚齿机的驱动元件，可以采用步进电机，直流伺服电机，交流伺服电机。近些年来，交流伺服系统价格不断降低，性能大大超过前两者，已占主导地位。在机械

12、结构上，采取滚珠丝杠传动，贴塑导轨和消除间隙等措施，各轴精度已达0.005-0.01mm。一般带有显示屏幕，提供中英文界面，采用标准数控代码编程，有的也实现参数化编程，性能和方便性大大提高。本课题的目的和意义在通过设计中运用所学的基础深、技术基础课和专业课的理论知识、生产实习和实验等实践知识，达到巩固，加深和扩大所学知识的目的，同时更加深入掌握数控插齿机的机械结构和控制原理。1.2数控插齿机在国内外的发展概况及存在的问题1.2.1国内研究现状从1952年世界上第一台数控机床诞生以来，数控技术经过儿十年的发展n趋完善，已由最出的硬件数控（NC）经过计算机数控（CNC）,发展到以微型计算机为基础的

13、数控（MNC）、直接数控（DNC）和柔性制造系统（FMS）等，并朝着更高的水平发展。绿色设计和环保概念在新一代数控车床设计中起着越来越重要的地位。在国内方面，各主要机床厂家生产的主流数控机床大部分采用的是进口数控系统。但是插齿机的发展在近几年有很大的提高，例如南京第二机床厂、天津第一机床厂在插齿机生产方面已经达到很高的水平，但从整体来说这些国产数控系统大部分还处在封闭阶段，各方面还很不完善，距国际水平有很大差距。目前,数控齿轮加工机床在国内起步晚，但受市场需求驱动，商品化国产数控机床发展很快，在这样的形势下，研制出具有自主知识产权，具有高水平，高质量，高可靠性的数控系统迫在眉睫。1.1.2国外

14、研究现状在国外方面，目前国际上大的数控齿轮机床生产商大多配自行研制的专业数控系统，也有部分厂商在通用数控系统上，加入齿轮加工所特有的功能，而成为专用齿轮数控系统。全功能齿轮加工数控系统在国外已占主导地。目前国际上生产滚齿机的强国一美国、德国和口本，也是世界经济强国和汽车生产大国。国外主要是例国西门子公司和法国的NUM公司，还有日本三菱公司和法那克公司。三菱系统实际上是用于加工中心的普通数控系统的产品变形,即在普通数控系统上增加电子齿轮，以实现齿轮范成运动，分齿运动和差动运动控制。相比于国内机床在精度性、产品质量、生产效率方面要领先很多。国外系统主要是德国西门子(840c)和法国的NUM公司的产

15、品(760E),还有少数配口本三菱公司和法那克公司的系统。西门子，三菱系统实际上是用于加中心的普通数控系统的产品变形，即在普通数控系统上增加电子齿轮，以实现齿轮范成运动，分齿运动和差动运动控制。此外，它仍然采用普通数控机床的G代码，没有适合于齿轮加工特点的参数化自动编程功能，因此很少反映齿轮加工特点。法国NUM公司的数控系统中，有一类专门为数控齿轮加工而开发的，它除了采用反映齿轮加工的G代码之外,还提供了表格式的参数化自动编程功能，但齿轮数控机床特有的范成运动、分齿运动和差动运动控制方面，仍采用硬件为主的电子齿轮方案，因而缺乏灵活性，难以实现灵活的齿形修形。1.3课题的研究内容本论文主要研究数

16、控插齿机X轴进给运动结构，主要内容有：(1)掌握数控插齿机加工原理及各个运动所需的机构，着重对带进给的工作台进行详细地结构设计，绘制传动原理图。（2）进一步设计数控插齿机工作台的各个功能部，使工作台能完成圆周运动,X轴进给及其翻转运动。（3）利用三维设计软件进行建模，对所设计工作台的机械结构进行细节修改和完善，绘制出装配图纸。（4）对相应电机进行控制，选择合适的硬件，提出可行的控制方案。2,整机运动方案的确定2.1 机床主要设计参数及规格2.1.1 机床的用途和使用范围本机床主要用于加工圆柱齿轮和多种平板形非1员I齿轮；当采用不带齿的圆形光刀，还可加工各种平板形凸轮；采用特殊形状的刀具，还可加

17、工多种齿轮还可加I：釉齿轮：倾斜角度的工作台，还可加I：锥度齿圆柱齿轮：通过改变机床相应机构还可加工鼓形齿轮。本机床为数控插齿机，特别适用于单件和小批生产，也适用于大批量生产。本机床可广泛应用于汽车、拖拉机、飞机、仪表等各种机械行业。2.1.2 机床的技术规格最大加工模数：6亳米最大加工宜.径：外齿：250毫米内齿：120+刀具直径毫米最大加工齿宽：60毫米刀轴轴心线至工作台主轴轴心线的移动距离：-60220毫米插齿刀支承端面至工作台台面的距离：160_-230毫米插齿刀冲程最大长度：70毫米工作台台面直径：345个米刀具冲程数:250-900次/分。圆周进给量：（无级）正常使用0.02-2.

18、5毫米/冲程）径向进给量：（无级）正常使用0.01-0.1毫米/冲程）主电机功率：1.8KW三个交流伺服电机：SGMGH-20ABA2、SGMGH-30ABA2机床净重：3000Kg2.2 数控插齿机的设计原理及主要结构2.2.1 插齿机加工原理分析机床采用滚切法（展成法）加工，即加工时，工件和刀具作无间隙啮合的纯滚动，当刀具的齿形为渐开线时，加工出的工件齿形也为渐开线。当用特殊形状的刀具加工时，加工出的轮廓或齿形为其共胡曲线。222数控插齿机主要运动及结构本机床加工时的几个主要运动如下：1 .主运动：主运动是机床的主切削运动，由主电机，经传动轴和曲柄滑块结构将旋转运动变为刀轴的直线往复运动，

19、以完成I：件切削。主运动速度以刀轴每分钟冲程数表示。2 .让刀运动：刀具切削回程时退离工件的运动，用以避免刀具齿面与工件已加工表面相摩擦或干涉，以保证加工零件的齿面光洁度及提高刀具的使用寿命。3 .滚切运动：乂称分齿运动。即刀具和工件按一定速比的回转运动，以完成渐开线齿形或其它共枕曲线的加工。4 .圆周进给运动：用以控制滚切运动的快慢，即满足租、精加工不同的需要，满足不同粗糙度要求和生产率要求。圆周进给量的大小以每往复行程工件在度圆上转过的弧长计。5 .径向进给运动：用以控制刀具沿工件径向切入（实际为匚件向刀具移动）的快慢和切削深度。用以满足不同的加工精度要求和生产率要求。6 .刀轴快速回转运

20、动：用于检验刀轴安装刀具的基面的径向跳动和端面跳动。或刀具装在刀轴上后的端面跳动和径向跳动。7 .工作台快速回转运动：匚件和插刀需要进行展成运动。2.3新方案的提出和分析23.1结构改进设计着重对数控插为机机床的工作台进行详细的结构设计，使工作台有更多的使用功能，主要从以下几个方面进行改进:（1）工作台旋转采用伺服电机+蜗轮蜗杆副直接进行动力传递，伺服电机与工作台相对固定。（2）插齿机的径向进给运动由工作台承担（3）工作台能够进行一定角度的旋转，实现能加工锥齿的要求。232优缺点比较和分析改进方案与传统机床的优缺点分析：表2.1优缺点优点缺点工作台圆周运动由内部伺服电机直接拖动传动效率高，避免

21、使用复杂的齿轮系，工作台运动更加灵活，空间干涉减少增加了工作台的空间结构，对伺服电机散热性和动力性能要求很高工作台实现径向进给避免大立柱进给，减少运行中的惯性，机床的稳定性得到提升，主釉运动和结构也得到简化工作台进行进给导致加工工件的位置具有不确定性，不便于流水线式的装夹工作台可进行小角度翻转可加工锥度齿圆柱齿轮工作台的刚度减小，工件回转中心与插刀主轴的定位精度降低，自重增加综上所述，本次毕业设计提出的数控插齿机结构方案能够满足齿轮加工机床的基本结构要求，运动更加灵活，应用范围更加广泛。同时也具有很多不足，需要不断地实际应用和研究来寻求到更好地解决方案。并对所研究部分进行结构设计，绘制初步的传

22、动原理图如图1。最后根据设计的传动原理图对插齿机主要传动结构进行关键零件的选型和校核。数控推肉机工作台峙动原理图图2.13工作台进给结构各个传动部件的方案选择3.1 导轨的选型和分析计算3.1.1 导轨类型的选择导轨在机器中是个十分重要的部件，在机床中尤为重要。机床的加工精度与导轨精度有直接的联系，小批量生产的精密机床，导轨的加工工作量占整个机床加工工作量的40%左右。而且，导轨一口.损坏，维修十分困难。按运动学原理，所谓导轨就是将运动构件约束到只有一个自由度的装置.。导轨副中设在支承构件上的导轨面为承导面，称为静导轨，它比较长；另一个导轨面设在运动构件上，称为动导轨，它比较短。具有动导轨的运

23、动构件常称为工作台、滑台、常用导轨面有平面和圆弧面。圆弧导轨面构成圆柱形导凯：不同的平导轨面组合，构成矩形导轨面间的摩擦为滑动摩擦者称为滑动导轨，在导轨面间置人滚动元件，使摩擦转变为滚动摩擦者称为滚动导轨。导轨有闭式和开式之分，闭式导轨可以承受倾覆力矩，而开式导轨则不能。导轨性能的好坏,直接影响机床的加工精度、承载能力和使用性能。所以，导轨要满足以下基本要求:结构简单,有良好的导向精度、精度保持性、低速运动平稳性和工艺性好。导轨作为进给系统的重要环节，不同类型的机床，对导轨的要求也不同。数控机床的导轨比普通机床的导轨要求要高，各个导轨的类型和应用特点如下表3.1所示表3.1各种导轨的比较导轨类

24、型主要特点应用普通滑动导轨1、结构简单，使用维修方便2、未形成完全液体摩擦时低速易爬行3、磨损大、寿命低、运动精度不稳定普通机床、冶金设备上应用普遍贴塑导轨1、动导轨表面贴塑料软带等与铸铁或钢导轨搭配摩擦系数小，且动、静摩擦系数相近。不易爬行，抗磨损性能好2、贴塑工艺简单3、刚度较低、耐热性差，容易蠕变主要应用于中、大型机床压强不大的导轨应用口趋广泛直线滚动导轨1、运动灵敏度高、低速运动平稳性好，定位精度高2、精度保持性好，磨损少、寿命长3、刚性和抗振性差，结构复杂，成本高，要求良好的防护广泛用于各种精密机床、数控机床及纺织机械等静压导轨1、摩擦系数很小、驱动力小2、低速运动平稳性好3、承载能

25、力大，刚性、吸振性好4、需要一套液压装置，结构复杂，调整困难各种大型、重型机床、精密机床、数控机床的工作台要设计的工作台是用来配套轻型的立式数控插齿机床，需要承载的载荷不大,但脉冲当量小(2=加,01mm7p),定位精度高(Vxnwtf=350nm/min),因此，决定选用直线滚动导轨副，它具有摩擦系数小、不易爬行、传动效率高、结构紧凑、安装预紧方便等优点。3.1.2 丝杠螺母副的选用伺服电动机的旋转运动需要通过丝杠螺母副转换成直线运动，要满足0.01mm的脉冲当量和±0.01mm的定位精度，滑动丝杠副无能为力，只有选用滚珠丝杠副才能达到。滚珠丝杠副的传动精度高、动态响应快、运转平稳

26、、寿命长、效率高、预紧后可消除反向间隙，而且滚珠丝杠己经系列化,选用非常方便，有利于提高开发效率。32滑动导轨副的选型和计算3.2.1导轨上移动部件的重量估算按照下导轨上面移动部件的重量来进行估算。包括工件、夹具、工作平台、上层电动机、减速箱、滚珠丝杠副、直线滚动导轨副、导轨座等，估计重量约为ISOONo322插削力的计算a.平均插削力计算零件的加工方式为立式插削，采用硬质合金立铳刀，工件的材料为碳钢。插齿机的工作原理分析：插齿加工按展成原理一一滚切法，如图3.2。让刀运动图3.1插齿切削力F(N)和切削功率P(kW)一般是用最大切削总面积ZAaa和平均切削面积入敏(mm2)进行计算的。切削力

27、的计算公式如下：Fz=Ap0.47m2fcZ009式中z一工件齿数;10m工件模数（mm）；P一单位切削力，见参考书目1表517：£一圆周进给量（mm/行程）。最大切削力按下式计算：Z0.609m2fcA】二-查参考书目表5-17得：p=3200N/mm根据设计机床参数和经验：工件平均模数取m=2.5圆周平均进给量取证0.8mm/行程工件平均齿数取Z=25则平均切削力切削力为Fz=4p=5688.5Nb.切削功率FzVc60000切削功率的计算公式为式中Fz一切削力（N）；v4一切削速度（m/min）查询参考资料取VmjK=10.5m/min则切削功率为FzVc60000=1.OkW

28、现考虑立插机床，插刀上下往复运动为主运动，工作台插刀圆周展成运动的接触应力较小，由经验可知，假定本毕业设计工作台受到垂直方向的插削力FZ=57OON,受到轴向和径向方向的滚切力分别为Ff和Ffn。今将水平方向较大的滚切力分配给工作台的纵向（丝杠轴线方向），则纵向滚削力R=Ff=800N,径向切削力Fy=Ffn=600No11323滑块承受工作载荷的计算及导轨型号的选取a.计算选型工作载荷是影响直线滚动导轨副使用寿命的重要因素。本次所设计工作台采用水平布置，利用双导轨、四滑块的支承形式。考虑最不利的情况，即垂直于台面的工作载荷全部由一个滑块承担，则单滑块所受的最大垂直方向载荷为：Fa=+Fz(m

29、ax)(2-2)4其中，移动部件重量G=1500N,外加载荷F=FZ=12300N,代入式2-2得最大工作载荷G1500=+F=+5700=6075N=6.75W44根据I：作载荷Fm=6.75kN,初选直线滚动导轨副的型号为ZL系列的JSA-LG45型，其额定动载荷Ca=42.5kN,额定静载荷Coa=71kN°初步确定工作台面尺寸为600mmX800mm,力口I：范围为©350mm,考虑工作行程应留有一定余量，查表3.2,按标准系列，选取导轨长度为850mm.表3.2JSA型导轨长度系列导轨型号导轨长度系JSA-LG152803404004605205806407007

30、60820940JSA-LG20340400520580640760820940100011201240JSA-LG25460640800100012401360148016001840I9603000JSA-LG3552060084010001080124014801720220024403000JSA-LO15550650750850950125014501850205025503000JSA-LG5566078090010201260138015001980222027003000JSA-LG65820970112012701420157017202020232027703000b.距离

31、额定寿命L的计算上述选取的ZL系列JSA-LG45型导轨副的滚道硬度为60HRC,工作温度不超过100C,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。查下表：表3.3硬度系数滚道硬5)586412度(HRC)1.0表3.4温度系数工作温度/<100100150150200200250fi1.000.900.730.60表3.5接触系数每根导轨上滑块数12345fc1.000.810.720.660.61表3.6精度系数精度等级2345fR1.1.00.90.9表3.7载荷系数无外部冲击或震动的低速场合，速度小于15m/min无明显冲击或振动的中速场合,速度为1560m/m

32、in有外部冲击或振动的高速场合，速度大于60m/min1.51.5223.5分别取硬度系数加=1.0、温度系数6=1.00、接触系数fc=0.81、精度系数fR=0.9、载荷系数fw-LS,代入式2-346,得所选丝杠的距离寿命为180km“、3ffHfrfcfRCA(2-3)x50a2.76x105kmL=HTYR_x50、F1nAx即L(10xl.00x0.8lx0.9x42.5一11.5x1.169结论:所选导轨的距离寿命远大于期望值100km,故距离额定寿命满足要求。3.3滚珠丝杠螺母副的计算与选型3.3.1 丝杠螺母副的确定a.最大工作载荷Fm的计算在立插时，工作台受到进给方向的载荷

33、（与丝杠轴线平行）Fx=800N,受到横向的载荷（与丝杠轴线垂直）Fy=600N,受到垂直方向的载荷（与工作台面垂13直）Fz=126750No已知移动部件总重量G=1500N,按矩形导轨进行计算，杳表3.8b.工作载荷Fm计算表3.8最大工作载荷Fm实验计算公式及参考系数导轨类型实脸公式K1矩形导轨Fm=KFx+/z(Fz+Fy+G1.1(.15燕尾导轨Fm=KFx+/(Fx+2Fy+1.4(.2三角形或综合导轨Fm=KFx+"(Fz+G)1.150.1508注：表中摩擦因数口均为滑动导轨。对于贴塑导轨=0.03-0.05,滚动导轨p=0.0030.005。表中，Fx为进给方向载荷

34、，Fy为横向载荷，Fz为垂直载荷，单位均为N；G为移动部件总重力，单位为N；K为颠覆力矩影响系数：|J为导轨的摩擦系数。取移动部件总重量G=1200N,按矩形导轨进行计算，查表29取颠覆力矩影响系数K=l.l,滚动导轨上的摩擦因素R=0.15。求得滚珠丝杠副的最大工作载荷”Fm=KFX+/z（Fz+Fy+G）=1.1x800-0.15x（5700+600+1500）«205CNc.最大动载荷Fq的计算设工作台在承受最大切削力时的最快进给速度v=350m/min,初选丝杠导程Ph=5mm,则此时丝杠转速n=v/Ph=70r/mino取滚珠丝杠的使用寿命T=15000h,代入Lo=6On

35、T/lo6,得丝杠寿命系数Lo=63（单位为：106r）o查表2-10,取载荷系数fw=1.15,滚道硬度为60HRC时，取硬度系数fH=1.0,代入式2-4%=阿珀（2-4）即：Fq=V63xl.l5xl.0x2050«9.38LN式中：Lo滚珠丝杠副的寿命，单位Lo=6OnT/lO6,（其中T为使14用寿命，普通机械取T=5000lOOOOh,数控机床及一般机电设备取T=15000h：n为丝杠每分钟转速）；fw一一载荷系数，由参考目录5表2-10查得。fH硬度系数（258HRC时，取1.0：等于55HRC时，取1.11：等于52.5HRC时，取1.35；等于50HRC时，取1.5

36、6；等于45HRC时，取2.40）；Fm一一滚珠丝杠副的最大工作载荷，单位为N。表3.9滚珠丝杠载荷系数运转状态载荷系数f.平稳或轻度冲击1.0L2中等冲击1.21.5较大冲击或振动1.52.5d.初选型号根据计算出的最大动载荷和初选的丝杠导程，查附件3表3-31,选择启东润泽机床附件有限公司生产的FL4005系列型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器单螺母式，其公称直径为40mm,导程为5mm,循环滚珠为3圈X2歹U，精度等级取4级，额定动载荷为10400N,大于Fq,满足要求。e.传动效率n的计算将公称直径do=4Omm,导程Ph=5mm,代入=arctanR/（加q）,得丝杠螺旋升角义=2。4

37、5'将摩擦角0=10',代入=tan%tan仅+。），得传动效率/=93.15%o效率要求大于90%,该丝杠副合格。f.刚度的验算1.插齿机工作台上下两层滚珠丝杠副的支承均采用“单推-单推”的方式。结构方式如图3.2丝杠的两端各采用一对推力角接触球轴承，面对面组配，左、右支承的中心距离约为a=680mm：钢的弹性模量E=2.1XUfMPa；查附件3,得滚珠直径Dw=3.5mm,丝杠底径d2=36.0312mm,丝杠截面积s=i;/4=961.6nnr,忽略上式中的第二项，算得丝杠在工作载荷Fm作用下产生的拉/压变形量可=Fm/3约等与0.011289mmo15珠总圈数为3X2=

38、6,则滚珠总数量29X6=174。滚珠丝杠预紧时，取轴向预紧力Fyj=%/3*683.33N,则由机械工业出版社出版的机电一体化课程设计指导书3-27,求得滚珠个螺纹滚道间的接触变形量占约等于0.00117mm。因为丝杠加有预紧力，且为轴向负载的1/3,所以实际变形量可减少一半，取人约等于0.000585mmo3.将以上算出的6和心代入5忌二4+心，求得丝杠总的变形量（对应跨度700mm）J,=0.011874mm=11.874umo由机械工业出版社出版的机电一体化课程设计指导书3表3-27可知，4级精度滚珠丝杠任意300mm轴向行程内行程的可变动量允许为16um,而对于跨度为680的滚珠丝杠

39、，总的变形量只有11.874um,可见丝杠刚度足够。压杆稳定性校核根据3-28式计算稳定临界载荷Fk。查表3-34,支承字数fk=2,有丝杠底径d2=36.0312mm,求得截面惯性矩I=S=底/4=82734.1A】nf,压杆稳定安全系数K取3（丝杠卧式水平安装），滚动螺母至轴向固定处的距离a取最大值700mm入3-28.得临界Fk约等于2469705N远大于工作载荷，故丝杠不会失稳。由选取滚珠丝杠副FL4005Ph=5,j=10400N>cam=7689.64N16g.确定滚珠丝杠副预紧力Fp=l/2Fx，其中Fx=2050NFp=683.33Nh.行程补偿值与拉伸力行程补偿值c=n

40、.8A4“°二式中L=1+1+2%查现代机床设计手册k=950,L=iio,L=(24)R=15At温差取25c代入数据得C=32m(2)预拉伸力耳=1.95二代入得耳=4807N332确定滚珠丝杠副支承用的轴承代号和规格(1)轴承所承受得最大轴向载荷Fbm=4807+2050=6857N(2)轴承类型两端固定的支承形式，选背对背60%角接触推力球轴承a.轴承内径计算轴承内径略小于丝杠公称直径d=40,取d=30b.轴承校核FbP=l/3Fmax带入数据得Fbp=2285.7N轴承预紧力：预力负荷NFbp按现代机床设计手册选取轴承型号规格当d=25mm,预加负荷为：>FBP所以

41、选用角接触球轴承7305Cd=25,预加负荷为2900>Fbp=2285.7N173.4伺服电机的选择3.4.1 计算负载扭矩及负载惯量由下面公式FxLTm=-+Tf2叫Tm：作用在电机轴上的负载扭矩(N.m)F:移动部件(匚作台、刀架、零件)沿轴运动所需的力(kgf)L：电机每转进给轴的实际移动距离L=PX(段)=5x1=5mmT:丝杠螺母，轴承等作用电机上的摩擦扭矩，一般取T=2(N.m)1.1.1 是否正在切削，不管是水平还是垂直，F值均是取决于工作台的重a.量、摩擦系数。对于水平进给轴，F的计算公式如下:不进行切削时.：F=M(W+fg)fg：斜铁预紧力(kgf),取50kgfF

42、=0.05X(2050+50)=105(kgf)Tni=1祟:;+2=9.28kgfcm=0.9(N.m)b.在进行切削时:r=rc»p(wifgircf)Fc：由切削力产生的反向推力，取120(kgf)Fcf:由切削运动使工作台作用于滑动表面的力，在此插齿机工作台设计中取50kgf则有F=1204-0.05X(2050+50+50)=227.5(kgf)n=2吃;S+2=22.13kgf.cm=2.12N.m为了满足上述所求负载要求，杳伺服电机规格、参数表并从中选择一种电机,在不切削的情况下，其输出力矩1.27(N.m),并要求其最高转速大于3000R/min,考虑到加速要求，预选

43、伺服电机为安川公司生产的I-II系列的SGMGH-30ABA2,永磁式伺服电动机。181.1.2 伺服电机的校核：传动部件加在伺服电动机转轴上的总转动惯量J明细表格如下:表3.10、目及单位外径或公称直径(mm)宽度或长度(mm)材料及密度(kg/cm3)减速比安装内经D2(mm)转动惯量J(kg-cm2)重量(kg)丝杠40700钢材7.85X10-31013.86.90工作台800铸铁01.37150联轴器0.011(查)8.36计算加在伺服电动机转轴上的总转动惯量J：这里主要讨论与惯量计算有关的数控机床进给传动系统的组成环节(部分),主要为：进给电机、联轴器、丝杆螺旋传动机构或齿轮齿条机

44、构、执行部件。减速环节折算到电机轴上的惯量为0丝杠环节折算到电机轴上的惯量J2=13.8kg,cm2执行部件折算到电机轴上的惯量卜=niz(Ph/2n)2=1.37kgcm2折算到电机轴上的总惯量J=Jm+Ji+J2+b+=61.181kgem2其中，Ja为主动轮的转动惯量；Jb为被动轮的转动惯量；Js为丝杠的转动惯量；J4为联轴器的转动惯量：I】h为包括跟随移动的负荷在内的执行部件净重：i为减速比；S为丝杠螺距：J为负载惯量与电机惯量之和；Jm为电机旋转惯量，查手册得惯量为46kgm2。19本方案中，大带轮的转动惯量计算较复杂，采用了三维建模的方式，软件计算得出其转动惯量Jb。同时说明，其他

45、附属零件都已附加到各环节进行计算,以后不再提及。根据上面的分析可知，在其他因素不变的情况下，运动零部件本身的惯量越大，则折算惯量越大：减速比越大，则折算惯量越小；丝杆螺距越大，则折算惯量越大。（参考论文机床进给驱动伺服电机的选择和安川伺服电机设计手册P91知，电机满足要求）计算加在伺服电动机转轴上的等效负载转矩Teq分快速空载启动和承受最大工作负载两种情况进行计算。快速空载起动时电动机转轴所承受的负载转矩iTeqi应包括三部分：快速空载起动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩1ax、移动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩Tf、滚珠丝杠预紧后折算到电动机转轴上的附加摩擦转矩T。因为滚珠丝杠副传

46、动效率很高，根据丁。=舞（1一脸式中，Fyj一滚珠丝杠的预紧力，一般取滚珠丝杠工作载荷%的1/3,单位为N；n0一滚珠丝杠未预紧时的传动效率，一般取n0>0.9o算出的To值相对于Tanax和Tf很小，可以忽略不计。则有：Teql=工1n水+If考虑X向进给传动链的总效率I,订算空载起动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩：_2nJeqnm13n1ax60tan式中1%一对应X向空载最快移动速度的伺服电动机最高转速，单位为r/niin,经计算为1600r/min：ta一伺服电动机由静止到加速至小转速所需的时间，单位为s,一般在0.31s之间选取。Jeq一步进电动机转轴上的总转动惯量，单位为

47、kgm2o设伺服电动机由静止到加速至1%转速所需的时间ta=0.5s,X向传动链总效率昨0.91；则由上式求得：2.18N-m60X0.5X0.942nX61.181XKT,x1600由下面的公式计算移动部件运动时，折算到电动机转轴上的摩擦转矩为:20咽+G)Phf2nqi式中R导轨的摩擦因数，滑动导轨取0.05；Fc一垂直方向的工作负载，空载时取0：G-运动部件的总重力，单位为N；n-x向传动链总效率，计算得到n=o.96xo.99x0.99=0.94。则由上式求得：0.05X1500X0.05If=NmQ0.64N-mt2nX0.94最后由式XXX,求得快速空载起动时电动机转轴所承受的负载

48、转矩为:Teqi=仆尔+Tf=2.82N-ni最大工作负载状态下电动机转轴所承受的负载转矩Teq2Teq2应包括三部分：折算到电动机转轴上的最大匚作负载转矩工、移动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩丁、滚珠丝杠预紧后折算到电动机转轴上的附加摩擦转矩。同样的，To相对于3和1?很小，可以忽略不计。则有：Teq2=7+Tf其中，折算到电动机转轴上的最大工作负载转矩又由下式计算。在前面对滚珠丝杠进行计算的时候，己经知道进给方向的最大工作载荷Ff=800N,则有：FfPh800X0.05R=-z*6.78Nni2n甲2uX0.94再由下式计算承受最大工作载荷(Fc=1495N)情况下，移动部件运动

49、时折算到电动机转轴上的摩擦转矩：%1.51NniHm(Fc+G)Ph0.05X(2050+150X9.8)X0.052nqi2nX0.94求得最大工作负载状态下电动机转轴所承受的负载转矩为:Teq2=Tt4-Tf=8.28N,ni经过上述计算后，得到加在伺服电动机转轴上的最大等效负载转矩为：Rq=maxTeqi、Teq2)=8.28N-ni1.1.3 伺服电动机最大静转矩的选定考虑到伺服电机采用半闭环控制，驱动器可直接对电动机编码器的反馈信号进行采样，在内部构成位置环和速度环，一般不会出现步进电动机的丢步或过冲现象，控制性能可靠。而且交流伺服电动机为恒转矩输出，在额定转速以下都能输出额定转矩，

50、在额定转速以上才为恒功率输出。因此，前面预选的安川公司生产的Z-H系列的SGMGH-30AB2A,永磁式伺服电动机，由其性能表知最大静转矩21Tmax=45.1.7N-m,远大于加在伺服电动机转轴上的最大等效转矩，可见完全满足要求。344伺服电动机的性能校核最快空载移动时电动机输出转矩校核任务书给定X向最快空载移动速度vmax=3000nini/niin,此时对应的伺服电动机的转速为i%=4吐=1600r/niin,从所选伺服电动机的转速扭矩图上可以看出，在此转速下，电动机的输出转矩Tmax*14N-m,大于快速空载起动时的负载转矩Teqi=2.82N-m.满足要求。4.工作台主轴蜗轮蜗杆计算

51、分析和校核4.1 蜗轮蜗杆传动输入参数蜗杆传递功率P：1.5KW蜗杆转速nl:1450r/min传动比ii2：50传动比误差：0.00%预定寿命H:24000h渐开线型蜗杆工作载荷平稳：单向工作：长期连续工作；脂润滑方式，润滑情况良好：门然通风冷却方式。4.2 蜗轮蜗杆分析计算a.选择蜗杆传动的类型(装配图如下)根据GB/T10085-1998的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)22考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等。故蜗杆采用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿而要求淬火，硬度为45-55HRC。蜗杆采用ZCuSnlOPl,金属模铸造。为了节约宝贵的有色金瓜，仅齿圈用青铜制造，而轮芯

52、采用灰铸铁HT100制造。c.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由高等教育出版社出版的机械设计第八版中式（11-12）,传动中心距a»3KT（第）之（1）确定作用在蜗杆上的转矩T2按Z1=2,估取效率n=0.8,则23T2=9.55X1。6包=9.55X106=9.55X106XN.mm=395200N.mmn2ni/i121450/50（2）确定载荷系数K因I：作载荷比较稳定，故取载荷分布不均系数Kl,由表11-5选取使用系数Ka=1.15,由于转速不高冲击不大，可取动我系数Kv=1.05;则K=KpKAKv=

53、lX1.15X1.0521.21（3）确定弹性影响系数Ze因选用的是铸锡磷背铜蜗轮和钢蜗杆相配合，故Ze=160MPa（4）确定接触系数Zp先假设蜗杆分度圆直径dl和传动中心距a的比值驾=0.3,从图11-18可查aZP=3.1（5）确定接触许用应力0h根据蜗轮材料为铸锡磷青铜，金屈模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力%=268MPa应力循环次数N=60jn2L=60X1X警X24000=4.17X107寿命系数Khn=q.I；："8365则Eh=Khn*h=0.8365X268=224MPa（6）计算中心距a»31.21X395200

54、X（）2mm=132.84mmyj224考虑到插齿机一般蜗轮直径较大，取中心距a=245,因i=50,顾从U-2表中去模数m=8mm,蜗杆分度圆直径di=80mm,这时dl/a=0.32从图参考书目2中11-18刻意查得接触系数Z,Zp,因此以上计算结果可用。d.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆直径系数q=10,m=8mm,齿顶圆直径dai=96mm齿根圆直径dfi=60.8mm,分度圆导程角Y=5°4238蜗杆轴向齿厚5a=12.5664mm（2）蜗轮24蜗轮齿数Z2=50,变为系数X2=-0.5验算传动比i=Zi/Z2=50/1=50,这时传动比误差为0,是允许的。蜗轮分度圆直径d2=mXZ2=8X50=400mm蜗轮喉圆直径da2=d2+2h2=400+2X4=408mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-211*=200-2X4X1.2=390.4mme.校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2当量齿数2=%=Ttt=50-75cosy3cos5.73根据x2=-0.5.Zv2=50.75.从图中查得齿形系数Ypa2=2.75螺旋角系数=1-名=1-黑=0.959314U14U许用弯曲应力*Kfn参考书目2表11-8查得铸锡磷青铜ZCuSnlOPl制定蜗轮基本许用弯曲应力aF=56MPa寿命系数KfnML；：“。.661aF=56X0.6