数控软片裁片设备机械部分设计计算书样本

第一章设计任务书及及总体设计方案1.1设计任务书数控软片裁片设备重要用于实现绝热软片（2-10）mm倒边裁制。该设备规定操作简朴、以便，构造材料采用不锈钢或其他金属材料，保证该某些具备一定刚度、耐磨性能及机械加工质量，同步规定设备表面美观大方，软片倒边裁制速度可调，并提供刀具移动速度显示。数控绝热软片裁片、倒边设备由裁片、倒边模具，软片裝夹某些及控制某些构成。裁片、倒边模具，软片裝夹某些重要用于实现裁片模具、软片定位及裝夹。规定该某些模具定位、软片裝夹操作以便快捷。且在裁片、倒边裁制过程中以及受力状态下保持模具、软片紧固。并提供模具裝夹力值显示。控制系统重要用于实现刀具运动、裝夹某些运动自动控制。通过软片裁片、倒边裁制过程位移、速度控制，以保证软片裁制度质量及精度。软片裁制基本外型有三种：长方形、扇形、圆形。所裁软片最大尺寸如下：圆片：Φmin外径＝65mm Φmax外径≤500mm扇形片：最大弧长900mm ，高500mm长方形片：最大尺寸1000mmX750mm规定软片裁制倒边尺寸精度为±0.5mm，为提高裁片效率，对2mm、3mm厚软片可实现双层叠放裁制。以某一特定发动机裁片时间为根据，规定所有裁完软片时间少于手工裁片时间20％长方形片绝热材料软片倒角即裁制斜边宽度规定如下：（1）2mm软片倒边宽度为片厚（2-7）倍。（2）3mm以上软片倒边宽度为片厚（2-5）倍最后附上几种绝热材料资料：5-III材料：重要组份为丁腈橡胶、酚醛树脂。未固化材料邵氏硬度为40-50。材料延伸率≥170％9621材料：重要组份为丁腈橡胶。未固化材料邵氏硬度为20-30。材料延伸率≥200％VI材料：重要组份为丁腈橡胶、酚醛树脂、碳纤维。未固化材料邵氏硬度为80-90。材料延伸率≥15％1.2设计方案拟定1.2.1概述为了满足用贴片机在火箭发动机内粘贴橡胶衬板需要，橡胶衬板加工必要规范化并保证足够精度，数控橡胶软片裁片机必要与贴片机紧密配合，与贴片机工艺规定相适应。这就规定数控橡胶软片裁片机自动化限度高，橡胶软片裁片时安装以便，定位便捷，把操作人员劳动强度减到最低，同步获得最高工作效率。1.2.2系统原理及功能1.2.2.1系统构成本机由台架、大臂、小臂、升降臂、刀杆、真空转盘、真空泵和驱动控制系统等几大某些构成，其构造如图2-1所示。图2-1数控橡胶衬板倒边机构造图1.2.2.2工作原理(1)大、小臂运动带动刀具实现平面(X、Y)进给运动，真空转盘回转（C）带动夹具和工件实现圆周进给和分度。为了可以切出曲边坡口，上述三个运动需要联动控制。(2)升降臂升降(Z)和刀杆摆动(B)用于调节刀具位置和切削角度。可以单独控制。(3)刀杆轴带动刀盘回转形成主切削运动。依照橡胶软片厚度及刀具几何形状不同刀具回转存在一种最佳速度，因而刀具回转角速度必要可以持续可调。(4)工件用真空吸盘吸附夹紧，一次装卡可自动完毕切边、倒坡口等操作。数控橡胶软片裁片机运动链如图2-2所示。图2-2数控橡胶软片裁片机运动链1.2.2.3控制系统本机运动控制需要采用六轴轴三联动控制系统，大、小臂驱动轴(X、Y)和真空转盘回转轴（W）用交流伺服电机驱动，并需三轴联动，以实现直线和圆弧插补；升降臂升降轴(Z)和刀盘回转轴（主轴）单独控制，其中升降轴用交流伺服电机驱动；而刀盘回转轴用交流电机驱动，通过变频调速器控制其转速。摆动轴用交流电机驱动，以便获得坡口所需角度。运动控制采用工控机IPC和美国GALIL公司生产多轴运动控制器构成开放性数控系统，具备内置可编程序控制器PLC功能，便于对开关量进行控制，对于惯用规格产品可储存其加工程序，加工过程自动进行。1.2.2.4．性能指标(1)本机可以对厚度为2~10mm橡胶软片进行直线、曲线切边和倒坡口操作。(2)依照切削实验成果，本机倒坡口角度可达到<12°，凹边曲率半径可达到100mm或更小。(3)切削速度可达到1500-4000mm/min。第二章设计计算2.1X轴传动装置设计计算2.1.1电机选取负载扭矩计算负载扭矩是由于驱动系统摩擦力和切削力所引起。即2M＝FL其中M为负载扭矩，F为摩擦力，L为龙门架移动距离F=+f，为滑动摩擦系数=0.005，f为刮油片阻力f=0.5×9.8=4.9NG为龙门架总重量，其中m=46(刀架)＋109(龙门)＋10(导轨等)＝165kg故F=0.005×1617+4.9=12.985N由于存在传动效率和摩擦系数因素，因此M=其中为同步带效率＝0.95，MB为支撑轴承摩擦力矩查手册得＝30N因此M==选取电机DSM4-09.1-1系列，P=0.25KW，转数3000r/min2.1.2同步带传动设计（如下所用表和图均源自《机械设计手册》）求计算功率查表10-39得＝1.9选取带型依照=0.475KW和查图10-18应选用L型同步带，选用带轮齿数>,由表10-40查得＝18，取＝19带轮节径带速初定中心距选用带长及齿数按表10-36选用，代号1200求理论中心距采用中心距可调，齿轮啮合齿数基本额定功率mm，查表10-41得=244.46N，m=0.095KG/m带宽查表10-37选用原则带宽＝25.4mm代号100作用于轴上力2.1.3滑动导轨选取本书考虑满足机床传动精度规定，故初步决定选用精度很高HIWIN线性滑动导轨，此种线性滑轨为一种滚动导引，藉由钢珠在滑块与滑轨之间作无限滚动循环，负载平台能沿着滑轨容易地以高精度作线性运动。与老式滑动导引相比较，滚动导引摩擦系数可减少至本来1/50，由于起动摩擦力大大减少，相对较少无效运动发生，故能容易达到μm级进给及定位。再加上滑块与滑轨间束制单元设计，使得线性滑轨可同步承受上下左右等各方向负荷，上述所列特点并非老式滑动导引所能比拟，因而采用此导轨能大幅提高设计机器精度和机械效能。依照龙门架传动规定及设计尺寸，初步选用LGW25CB型号，查表得：基本动额定负荷C=2410kgf＝23618N，基本静额定负荷=38024N，容许静力矩2.1.4线性滑轨寿命计算2.1.4.1基本静额定负荷计算导轨基本静额定负荷为刀架部件总重量，即由于有两个线性导轨，因此静安全系数为：故静强度安全3.1.4.2基本动额定负荷计算（1）寿命计算考虑线性滑轨使用环境因素，其寿命会随运动状态、珠道表面硬度及系统温度而有所变化，因此滑轨寿命为：其中：L为寿命，C为基本动额定负荷，PC为最大工作负荷，fk为硬度系数，ft为温度系数，fw为负荷系数HIWIN线性滑轨硬度都为HRC58以上，故查表得，Pz为预压力，初选预压形式为Z1，因此（2）寿命时间计算依使用速度及频率将寿命距离换算成寿命时间：其中：Lk为寿命时间，L为寿命，S为运营速率，取S=100mm/s,即6m/min故其寿命年限约为。2.1.5积极轴强度校核及设计计算作用于带轮圆周力、径向力、轴向力为:Ft=2T1/d=2×0.8/0.02=80N径向力Fr=Ft×tan20o=29.18N由图3-1可知L1=43mm，L2=39mm图3-1轴受力分析图2.1.5.1绘制轴受力简图，求支座反力Y方向支反力：由∑MB=0，得－RAY(L1+L2)+Ft×L2=0RAY=Ft×L2/(L1+L2)=80×32/(50+32)=31.22N由∑Y=0，得RBY=Ft－RAY=80-61.58=48.78NZ方向支反力：由∑MB=0，得－RAZ×(L1+L2)+Fr×L2=0RAZ=(Fr×L2)/(L1+L2)=(29.18×32)/(50+32)=11.39N由∑Y=0，得RBZ=Fr－RAZ=29.18-22.42=17.79N2.1.5.2作弯矩图A、垂直面弯矩MY图：C点MCY=RAY×L1=31.22×50=1.56×103N·mmB、水平面弯矩MZ图： C点MCZ=RAZ×L1=11.39×50=0.57×103N·mmC、合成弯矩M图：C点总弯矩为：MC=1.66×103N·mm2.1.5.3作转矩T图C点左边：TC1=Ft×d/2=80×20/2＝0.8×103N·mmC点右边：TC2=TC1/2=0.4×103N·mm2.1.5.4作计算弯矩Mca图该轴单向工作，转矩产生弯曲应力按脉动循环应力考虑，按第三强度理论，取α=0.6C点左边McaC===1.73×103N·mmC点右边McaC===1.68×103N·mmD点McaD===0.48×103N·mmE点McaE==×103N·mmB点McaB＝McaE=0.24×103N·mm2.1.5.5校核轴强度（如下所用表和图均源自《机械设计》教材）由图可知，C点弯矩值最大，D、E点轴径最小，因此该轴危险断面是C点和D、E点所在剖面，由45钢调质解决查表8-1得σb=650N/mm2，再由表8-3查得[σb]-1=60N/mm2C点轴径dC≥=6.61mm考虑键槽影响，轴径加大5%dC=6.61×（1+0.05）=6.94mm该值不大于原设计该点处轴径20mm，安全。D点轴径dD≥=4.31mm考虑键槽影响，轴径加大5%dD=4.31×（1+0.05）=4.53mm该值不大于原设计该点处轴径14mm，安全。E点轴径dE≥=3.42mm考虑键槽影响，轴径加大5%dE=3.42×（1+0.05）=3.59mm该值不大于原设计该点处轴径14mm，安全2.1.5.6精准校核轴疲劳强度由图可知，Ⅱ~Ⅺ剖面均为有应力集中剖面，均有也许是危险剖面。其中Ⅱ~Ⅴ剖面计算弯矩相似。这几种剖面相比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数值较大者计算即可。Ⅸ~Ⅺ与Ⅱ~Ⅴ剖面形状相似，但其上弯矩更小，因此不必校核。同理，Ⅶ、Ⅷ剖面承载状况也相近，可取应力集中系数值较大者计算。（1）校核Ⅱ、Ⅲ剖面疲劳强度Ⅱ剖面因配合引起应力集中系数由副表1-1查得：kσ=1.97，kτ=1.51Ⅱ剖面因过度圆角引起应力集中系数由副表1-1查得：（D-d）/r=（17-14）/0.5=6，r/d=0.5/14=0.036，kσ=2.465，kτ=1.592因Ⅰ、Ⅱ剖面重要受转矩作用，故校核Ⅱ剖面。Ⅱ剖面产生扭转剪应力、应力幅、平均应力为τmax=T/WT=T/(0.2×d3)=0.8×103/(0.2×203)=0.5N/mm2τa=τm=τmax/2=0.25N/mm245钢机械性能查表8-1得：σ-1=268N/mm2，τ-1=155N/mm2；绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：εσ=0.91，ετ=0.89；表面质量系数由副表1-5查得：βσ=0.937，βτ=0.937；查表1-5得ψσ=0.34，ψτ=0.21。Ⅰ剖面安全系数为S=Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）=292.6取[S]=1.5~1.8，S＞[S]，因此Ⅱ剖面安全。（2）校核Ⅶ、Ⅷ剖面疲劳强度两个剖面应力集中相近，载荷线性递减，而Ⅶ剖面载荷较大，故校核Ⅶ剖面。Ⅶ剖面因配合引起应力集中系数由副表1-1查得：kσ=1.97，kτ=1.51Ⅶ剖面因过度圆角引起应力集中系数由副表1-1查得：（D-d）/r=（26-20）/1=6，r/d=0.5/20=0.025，kσ=2.465，kτ=1.683剖面因键槽引起应力集中系数由副表1-1查得：kσ=1.825，kτ=1.625故应按过度圆角引起应力集中系数校核Ⅶ剖面。Ⅶ剖面承受弯矩和转矩分别为MⅦ=MC（L1-L）/L1=1.56×103×16/32＝0.78×103N·mmTⅥ=T=0.4×103N·mmⅦ剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为σmax=MⅦ/W=0.78×103/（0.1×203）＝0.975N/mm2σa=σmax=1.16N/mm2，σm=0Ⅶ剖面产生扭剪应力及其应力幅、平均应力为τmax=TⅥ/WT=0.4×103/（0.1×203）＝0.5N/mm2τa=τm=τmax/2=0.25N/mm2绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：εσ=0.91，ετ=0.89，表面质量系数同上βσ=0.937，βτ=0.937。Ⅶ剖面安全系数为Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm）=79.9Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）=278.3S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=69.1S＞[S]=1.5~1.8，因此Ⅵ剖面安全。2.1.6滚动轴承选取和寿命验算2.1.6.1滚动轴承选取由于轴不承受轴向力，因此带轮轴两端轴承采用深沟球轴承6203号 查表得：额定工作寿命2.1.6.2寿命验算（1）受力分析：圆周力轴向力Fa=0径向力Fr=Ft×tan20°=29.18N依照下图已经求得轴承支反力为：RAY=31.22N，RBY=48.78NRAZ=11.39N，RBZ=17.79N图3-2轴承受力分析图（2）设轴承所受支反力合力为R1,R2R2>R1，并且两个轴承相似，因此依照合力R2校核。计算当量动负荷Fa1=0，即Fa1/R1=0，因此Fa1/R1≤e，查表得：负荷系数X＝1，Y＝0在稍有波动状况下 由此可求得：Fa2=0，即Fa2/R2=0，因此Fa2/R2≤e，查表得：负荷系数X＝1，Y＝0在稍有波动状况下 由此可求得：轴承寿命计算：P2>P1，因此按动负荷P1进行校核所选轴承合格。2.1.7键联接选取和验算带轮轴上键选取:已知：轴径D=20mm，查GB1095-79，GB1096-79可选，键宽b=6mm，键高h=6mm，键槽深t=3.5mm。传动扭矩为T=1960Nmm。依照轮毂长度选键长L=25mm，校核挤压强度和剪切强度。假设工作条件有轻微冲击，可查得许用挤压应力许用剪应力，据校核公式：及，又知键有效工作长度，键与轮毂接触高度。因此该键强度足够。2.1.8联轴器选取在数控机床进给传动系统中，同步带传动由电机带动旋转轴并通过同步带实现各个坐标方向进给运动。而连接电机输出轴和同步带轴器件便是联轴器。为保证传动精度，消除回转误差，应采用办法消除扭转方向上联轴器连接间隙。由构造选取本机床联轴器均为伺服挠性联轴器。伺服挠性联轴器，无背间隙，迟滞小，最适合于高精度定位使用，元件要素是由螺栓联结，对于正反运转可以发挥其先进耐久性。此联轴器采用夹紧式构造设计，安装极为简朴，联结的确。依照同步带轴尺寸选取联轴器型号为SFC-030SA,TYPEC。2.1.9润滑与密封设计依照轴承转速、负荷、工作温度、周边环境等项条件，以及考虑到轴承构造特点、构造材料、操作状况等因素，综合选用。由于本书中设计机床，各轴转速普遍都很小，负荷也不太大，并且依照机床构造特点，以及加工材料怕油特点，决定选用润滑脂润滑。对于X轴方向进给上轴承，因其成倍缩短换脂期，故规定选用粘附性好，稠度较大，具备良好机械安定性润滑脂。为防止润滑剂泄出，防止灰尘、切屑微粒等其他杂物和水分侵入，轴承必要进行必要密封，以保持良好润滑条件和工作环境，使轴承达到预期工作寿命。由于设计机床不规定经常填充润滑脂，因此规定密封要良好，故所有需要密封某些均采用毛毡密封，并且在位于轴承座孔箱体内壁处设挡油盘，既可起到轴向固定作用，又可以防止灰尘进入和润滑脂泄漏。2.2Y轴传动装置设计计算2.2.1电机选取负载扭矩计算负载扭矩是由于驱动系统摩擦力和切削力所引起。即2M＝FL其中M为负载扭矩，F为摩擦力，L为架体移动距离F=+f，为滑动摩擦系数=0.005，f为刮油片阻力f=0.5×9.8=4.9NG为刀架总重量，m=46kg故F=0.005×450.8+4.9=7.154N由于存在传动效率和摩擦系数因素，因此M=其中为同步带效率＝0.95，为支撑轴承摩擦力矩查手册得＝30N因此M==考虑到和X轴传动一致，因此选取电机DSM4-09.1-xx.x3型号，2.2.2同步带传动设计求计算功率查表10-39得＝1.9（如下所用表和图均源自《机械设计手册》）选取带型依照=0.475和查图10-18应选用L型同步带，选用带轮齿数>,由表10-40查得＝18，取＝19带轮节径带速初定中心距选用带长及齿数按表10-36选用，代号1200求理论中心距采用中心距可调，齿轮啮合齿数基本额定功率查表10-41得，=244.46，m=0.095带宽查表10-37选用原则带宽＝19.1代号075作用于轴上力2.2.3滑动导轨选取计算本书考虑满足机床传动精度规定，故初步决定选用精度很高HIWIN线性滑动导轨，此种线性滑轨为一种滚动导引，藉由钢珠在滑块与滑轨之间作无限滚动循环，负载平台能沿着滑轨容易地以高精度作线性运动。与老式滑动导引相比较，滚动导引摩擦系数可减少至本来1/50，由于起动摩擦力大大减少，相对较少无效运动发生，故能容易达到μm级进给及定位。再加上滑块与滑轨间束制单元设计，使得线性滑轨可同步承受上下左右等各方向负荷，上述所列特点并非老式滑动导引所能比拟，因而采用此导轨能大幅提高设计机器精度和机械效能。依照龙门架传动规定及设计尺寸，初步选用LGW25CA型号，查表得：基本动额定负荷C=2410kgf＝23618N，基本静额定负荷=38024N，容许静力矩(1)基本静额定负荷计算导轨受力N1和N2,N1=N2=式中，F—刀架部件总重量；L1—刀架中心到滑块距离；L2—为两滑轨中心距离；代入数据得N1=N2=静安全系数为：故静强度安全(2)基本动额定负荷计算(a)寿命计算考虑线性滑轨使用环境因素，其寿命会随运动状态、珠道表面硬度及系统温度而有所变化，因此滑轨寿命为：

其中：L为寿命，C为基本动额定负荷，为最大工作负荷，为硬度系数，为温度系数，为负荷系数HIWIN线性滑轨硬度都为HRC58以上，故查表得，为预压力，初选预压形式为Z1，因此(b)寿命时间计算依使用速度及频率将寿命距离换算成寿命时间：其中：为寿命时间，为寿命，S为运营速率，取S=10m/min故其寿命年限为。2.2.4积极轴强度校核及设计计算作用于蜗轮圆周力、径向力、轴向力为圆周力Ft=2×T1/d1=195.68N径向力Fr=Ft×tan20o=71.22N轴向力Fa=G=8.65N由图可知L1=43mm，L2=39mm图3-3轴受力分析图2.2.4.1绘轴受力简图，求支座反力Y方向支反力：由∑MB=0，得－RAY(L1+L2)+Ft×L2=0RAY=Ft×L2/(L1+L2)=195.685×39/(43+39)=93.08N由∑Y=0，得RBY=Ft－RAY=195.68-93.08=102.6NZ方向支反力：由∑MB=0，得－RAZ×(L1+L2)－Fa×d/2+Fr×L2=0RAZ=(Fr×L2-Fa×d/2)/(L1+L2)=(71.22×39-8.65×20)/(43+39)=31.76N由∑Y=0，得RBZ=Fr－RAZ=71.22-31.76=39.46N2.2.4.2作弯矩图(1)垂直面弯矩MY图：C点MCY=RAY×L1=93.08×43=4.01×103N·mm(2)水平面弯矩MZ图：C点左边MCZ=RAZ×L1=31.76×43=1.37×103N·mmC点右边MCZ’=RBZ×L2=39.46×39=1.54×104N·mm(3)合成弯矩M图：C点左边MC=（MCY2+MCZ2）1/2=4.24×103N·mmC点右边MC’=（MCY2+MCZ2）1/2=1.59×104N·mm2.2.4.3作转矩T图T=Ft×d/2=195.68×20/2＝1.96×103N·mm2.2.4.4作计算弯矩Mca图该轴单向工作，转矩产生弯曲应力按脉动循环应力考虑，取a=0.6C点左边McaC=（MC2+（α×TC）2）1/2=（（4.24×103）2+（0.6×1.96×103）2）1/2=4.40×103N·mmC点右边McaC’=（MC2+（α×TC’）2）1/2=MC=1.59×104N·mmD点McaD=（MD2+（α×TD）2）1/2=α×T=0.6×1.96×103=1.18×103N·mm2.2.4.5校核轴强度（如下所用表和图均源自《机械设计》教材）由图可知，C点弯矩值最大，D点轴径最小，因此该轴危险断面是C点和D点所在剖面，由45钢调质解决查表8-1得σB=650N/mm2，再由表8-3查得[σb]=60N/mm2则C点轴径dc≥（McaC/(0.1×[σb])）1/3=13.84mm考虑键槽影响，轴径加大5%dc=13.84×（1+0.05）=14.53mm该值不大于原设计该点处轴径20mm，安全。D点轴径dD≥（McaD/(0.1×[σb])）1/3=5.82mm考虑键槽影响，轴径加大5%dD=5.82×（1+0.05）=6.12mm该值不大于原设计该点处轴径14mm，安全。2.2.4.6精准校核轴疲劳强度由图可知，Ⅱ~Ⅸ剖面均为有应力集中剖面，均有也许是危险剖面。其中Ⅱ~Ⅸ剖面计算弯矩相似。Ⅱ剖面与Ⅲ剖面相比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数值较大者计算即可。同理，Ⅵ、Ⅶ剖面承载状况也相近，可取应力集中系数值较大者计算。（1）校核Ⅱ、Ⅲ剖面疲劳强度Ⅱ剖面因配合引起应力集中系数由副表1-1查得：kσ=1.97，kτ=1.51Ⅱ剖面因过度圆角引起应力集中系数由副表1-1查得：（D-d）/r=（16-14）/1=2，r/d=1/14=0.071，kσ=1.94，kτ=1.625因ⅠⅡ剖面重要受转矩作用，故校核Ⅱ剖面。Ⅱ剖面产生扭转剪应力、应力幅、平均应力为τmax=T/WT=T/(0.2×d3)=3.572N/mm2τa=τm=τmax/2=1.786N/mm245钢机械性能查表8-1得：σ-1=268N/mm2，τ-1=155N/mm2；绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：εσ=0.91，ετ=0.89；表面质量系数由副表1-5查得：βσ=0.937，βτ=0.937；查表1-5得ψσ=0.34，ψτ=0.21。Ⅰ剖面安全系数为S=Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）=40.2取[S]=1.5~1.8，S＞[S]，因此Ⅱ剖面安全。（2）校核Ⅵ、Ⅶ剖面疲劳强度Ⅵ剖面因配合引起应力集中系数由副表1-1查得：kσ=1.97，kτ=1.51Ⅵ剖面因过度圆角引起应力集中系数由副表1-1查得：（D-d）/r=（25-20）/2=2.5，r/d=1/20=0.05，kσ=2.1075，kτ=1.925剖面因键槽引起应力集中系数由副表1-1查得：kσ=1.825，kτ=1.625故应按过度圆角引起应力集中系数校核Ⅵ剖面。Ⅵ剖面承受弯矩和转矩分别为MⅥ=MC（L1-B/2）/L1=1.59×104×（43-32/2）/43＝1.00×104N·mmTⅥ=T=1.96×104N·mmⅥ剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为σmax=MⅥ/W=1.00×104/（0.1×203）＝12.5N/mm2σa=σmax=12.5N/mm2，σm=0Ⅵ剖面产生扭剪应力及其应力幅、平均应力为τmax=TⅥ/WT=1.96×104/（0.1×203）＝24.5N/mm2τa=τm=τmax/2=12.25N/mm2绝对尺寸影响系数由副表1-4查得：εσ=0.91，ετ=0.89，表面质量系数同上βσ=0.937，βτ=0.937。Ⅵ剖面安全系数为Sσ=σ-1/（Kσ×σa/（βσ×εσ）+ψσ×σm）=8.67.Sτ=τ-1/（Kτ×τa/（βτ×ετ）+ψτ×τm）=5.02S=SσSτ/（Sσ2+Sτ2）1/2=4.34S＞[S]=1.5~1.8，因此Ⅵ剖面安全。2.2.5滚动轴承选取和寿命验算2.2.5.1滚动轴承选取积极轴两端轴承为向心推力球轴承36303号查表得：额定工作寿命2.2.5.2寿命验算(1)受力分析：圆周力轴向力径向力图3-4轴承支撑受力分析图图3-5轴承受力分析图(2)设轴承所受支反力合力为Y方向支反力R1Y=Ft×L2/(L1+L2)=195.685×39/(43+39)=93.08NR2Y=Ft－R1Y=195.68-93.08=102.6NZ方向支反力 R1Z=(Fr×L2-Fa×d/2)/(L1+L2)=(71.22×39-8.65×20)/(43+39)=31.76NR2Z=Fr－R1Z=71.22-31.76=39.46N计算派生轴向力查表得7000C型轴承得派生轴向力为：，则可求得轴承I、II派生轴向力分别为：计算轴承所受轴向负荷由于并由图分析知，轴承II被压紧，轴承I被放松。由此得NN计算当量动负荷轴承I：查表由线性插值法可得：查表得：在稍有波动状况下 由此可求得：轴承II:查表由线性插值法可得：在稍有波动状况下 由此可求得：轴承寿命计算：由于，故按轴承II计算轴承寿命：所选轴承合格。2.2.6键联接选取和验算带轮轴上键选取:已知：轴径D=20mm，查GB1095-79，GB1096-79可选，键宽b=6mm，键高h=6mm，键槽深t=3.5mm。传动扭矩为T=1960Nmm。依照轮毂长度选键长L=25mm，校核挤压强度和剪切强度。假设工作条件有轻微冲击，可查得许用挤压应力许用剪应力，据校核公式：及，又知键有效工作长度，键与轮毂接触高度。因此该键强度足够。2.2.7联轴器选取在数控机床进给传动系统中，同步带传动由电机带动旋转轴并通过同步带实现各个坐标方向进给运动。而连接电机输出轴和同步带轴器件便是联轴器。为保证传动精度，消除回转误差，应采用办法消除扭转方向上联轴器连接间隙。由构造选取本机床联轴器均为伺服挠性联轴器。伺服挠性联轴器，无背间隙，迟滞小，最适合于高精度定位使用，元件要素是由螺栓联结，对于正反运转可以发挥其先进耐久性。此联轴器采用夹紧式构造设计，安装极为简朴，联结的确。依照同步带轴尺寸选取联轴器型号为SFC-030SA。2.2.8润滑与密封设计依照轴承转速、负荷、工作温度、周边环境等项条件，以及考虑到轴承构造特点、构造材料、操作状况等因素，综合选用。由于本书中设计机床，各轴转速普遍都很小，负荷也不太大，并且依照机床构造特点，以及加工材料怕油特点，决定选用润滑脂润滑。对于垂直轴上轴承，因其成倍缩短换脂期，故规定选用粘附性好，稠度较大，具备良好机械安定性润滑脂。为防止润滑剂泄出，防止灰尘、切屑微粒等其他杂物和水分侵入，轴承必要进行必要密封，以保持良好润滑条件和工作环境，使轴承达到预期工作寿命。由于设计机床不规定经常填充润滑脂，因此规定密封要良好，故所有需要密封某些均采用皮碗密封，并且在位于轴承座孔箱体内壁处设挡油盘，既可起到轴向固定作用，又可以防止灰尘进入和润滑脂泄漏。2.3Z方向传动装置（刀架）设计计算2.3.1Z方向传动装置（刀架）总体设计咱们在设计Z方向传动装置时，重要基于如下两点考虑：一是必要达到设计规定，设计传动装置能达到预期功能和作用；二是在满足设计规定前提下，尽最大也许使传动装置构造简朴，尺寸紧凑，加工以便，成本低廉和使用维护以便等。本产品X和Y方向传动装置都采用齿形带传动，但是Z方向与X和Y方向相比较而言，规定能达到更高精度，精度规定控制在0.1~0.2mm之间，因此咱们在设计时，选用运动精度很高滚珠丝杆螺母副和精密定位导轨作为重要传动元件。由于本产品为单台生产，故在Z方向机械构造设计中，整体采用焊接构造，从而减少成本，生产以便。2.3.2选取电动机2.3.2.1电机转动速度：设计刀架快进速度为100mm/秒。则电机转速nM应为：nM≥v快/Lsp(r/min)式中，v快—工作台快进速度（mm/min）Lsp—丝杆导程（mm）即，nM≥=1200（转/分）2.3.2.2电机静态转矩：电机静态转矩是用来克服导轨摩擦，刀架重力作用，传动摩擦，机械切削力作用，预紧力作用，支撑轴承摩擦力矩。Mst=+MMc+Mz式中，Mst—静态转矩；—作用于滑块上摩擦力矩总和；MMc—切削力矩；Mz—重力矩，预紧力作用和支撑轴承摩擦力矩之和；图3-6是Z方向传动机构简朴示意图，图3-7为以螺母为研究对象受力分析。X方向：N3sinθ+F1=F2，Y方向：N3cosθ=G，G0.06=M1+M2，M1=M2Z方向：N1=-N2重力G=150N，由于导轨滑动摩擦系数很小，可忽视作用于滑块上f1和f2，同步切削力产生力矩也忽视不计，预紧力Fao取最大轴向工作载荷Fmax1/3，即Fao=1/3150=50N。轴承由于预紧而产生摩擦力矩MB，可查表得到，MB=152=300（N·CM）。由以上分析得：Mst=MR+MMC+MZ=0+0+（K++MB）K—滚珠丝杆预紧系数，取0.2；η1—滚珠丝杆传动效率，取0.9；代入数据得：Mst=（0.2×＋＋）=0.441（N·M）2.3.2.3拟定电机额定功率由①、②知：NM=0.441(N·M)Mst=1200(r/min)则电机额定功率POM=Mst×=0.441×=61.5（w）η2—电机传动效率，取0.9依照①、②、③，选百格拉交流伺服电机DSM4—07.1—1，其重要参数如表3-1所示：表3-1百格拉DSM4—07.1—1型交流伺服电机参数型号UDCVMdoNmIdoAeffMdnNmIdnAeffnNmin-1PNkwKEVeffMmaxNmImaxAeffJRKgcm2mkgDSM-07.1-13250.651.90.62.040000.2520.83.111.380.221.52.3.3设计运动执行机构—滚珠丝杆螺母副在选取执行机构时，重要依照行程来拟定，此外还要依照精度规定来选取。刀架在Z方向行程为250mm左右，并且Z方向精度规定比较高，在0.1-0.2mm之间，因此咱们在设计时，选用滚珠丝杆螺母传。用于计算下列数据是已知：刀架mT=15kg最大加工受力FW=10N快进速度V快=0.1m/s工作进给速度VV=0.08m/s最大加速度amax=1m/s2工作台导轨摩擦力FR≈0

工作行程SW=0.2m轴承轴向刚度 KL=760N/um丝杆螺母刚度KM=882N/um螺母支座刚度KTM=N/um丝杆传动效率ηsp=0.9丝杆长度Lsp=348mm螺母摩擦力矩轴承平均间距L=382mm导程hsp=10mm拟定最大转速常数A=60000轴承支承方式双推—双推机床在工作时，按照加速—工进—减速—反向加速—工进—减速—加速这样一种过程循环。图3-8给出了电机转矩在一种周期内随时间变化范畴。2.3.3.1丝杆螺母静态设计（1）拟定动载荷Ca由图3-4可见，工作循环周期T有加速时间ta和加工时间tw构成，计算如下：ta=Vv/amax=0.08/1=0.08(s)tw=SW/Vv=0.2/0.08=2.5(s)T=2tw+4ta=5.32(s)在减速期间平均转速na为na=Vv/hsp=(60×0.08)／(2×0.005)=480（r/min）工作进给时转速nw为nw=Vv/hsp=(60×0.08)/0.005=960（r/min）当量转速nm为nm==(480×4×0.08)+（960×22.5）/5.32=1056（r/s）载荷系数fw查表可取fw=1.1当量载荷Fm计算如下：Fm=FR+，其中Fa=mTamax=15×1=15（N）代入数据得：Fm=0+=29.1（N）取滚珠丝杆寿命Lh为0h,则可算出滚珠丝杆动载荷Ca=(60nmLh)1/3Fmfw×10-2=（60×1056×0）1/3×21.9×1.1×10-2=260.7(N)（2）拟定静载荷最大轴向力可近似为Fmax=mTg+Fw=15×9.8－10=137(N)取静态安全系数fd=1.2，则静载荷CoaCoa=fdFmax=1.2×137=165（N）（3）依照轴向压力选用丝杆直径在机床工作台加速与切削加工过程中，在进给轴向方向会产生力，必要保证此力与刀架自身重力之和不大于容许压弯临界载荷Fa,否则也许导致进给丝杆弯曲。压弯临界载荷可用下式计算，Fa=m×104将上式变换得：dsp=式中dsp—丝杆底径（mm）；L—丝杆支承间距(mm);m—与丝杆支承办法关于临界载荷参数；Fa=－Fw+mTg=－10+15×9.8=137(N);L=348(mm);查表得m=20.3;代入数据得：dsp==3.2(mm)故取dsp≥3.2（mm）（4）转速限制最大转速限制：丝杆最大转速按下式计算dspnmax≤A，式中dsp为丝杆名义直径变化上式得nmax≤由nmax===1200(r/min)A=60000，得 dsp≤=50（mm）临界转速限制：临界转速ncnc=f×107式中，f—与支承办法关于临界转速系数，可查表取21.9;L=348;nmax=1200＜nc变换上式，得dsp≥==0.88(mm)（5）选取丝杆直径:由上面计算成果得Ca≥260.7(N)Coa≥212(N)dsp≥3.2(mm)dsp≥0.88(mm)dsp≤50(mm)依照以上数据,咱们从台湾研华公司产品样本中选取丝杆直径,参数如表3-2所示。表3-2研华滚珠丝杆重要参数型号外径(mm)导程(mm)动负荷Ca(kgf)静负荷Coa(kgf)25x5FDW25546743702.3.3.2丝杆螺母动态设计（1）拟定丝杆螺母传动总刚度扭转刚度：进给丝杆扭转刚度是KTSP=(N·m)式中，G—剪切模量(钢为8×1010Pa);dsp—丝杆底径(mm);L—丝杆总自由长度;将丝杆扭转刚度转变为直线刚度KTSKTS=KTSP=×7.84×10-3(N·m)=×7.84×10-3=2968(N/um)式中量纲：Ks(N/um),dsp(mm),L(m)。拉压刚度：拉压刚度KsKs≈1.65×10-1=0.165×=137(N/um)总刚度：对于“双推—双推”式支承丝杆螺母传动装置，其刚度等效如图3-9所示。设螺母位于丝杆中间，于是Ksp1=Ksp2=2Ks系统总刚度为Kgen，则=++++=++++=192(N/um)（2）拟定机械谐振频率机械传动某些谐振频率ωω===3578（N/um）（3）拟定具备满意动态性能丝杆直径电气驱动部件谐振频率取下列值，则其动态性能较好，即取ωOA=350(rad/s)采用常规比例位置调节，为使机械传动部件动态性能不影响系统动态性能，应当使ω＞（2～3）ωOA依照咱们所选丝杆底径dsp=17时，==10.2可见，所选丝杆底径符合规定。2.3.4滚珠丝杆专用轴承选用与校核2.3.4.1轴承选取滚珠丝杆轴承普通为专用轴承，咱们选是日本NSK公司生产丝杆支承专用角接触轴承，型号为17TAC47A，组合形式为两列正面（DF）。查表知：额定动、静载荷Ca=17.93KN，C=20.83KN额定工作寿命Lh=106h2.3.4.2寿命验算：（1）受力分析轴向力Fa=mTg=15×9.8=147（N）径向力Fr≈0（2）寿命计算Lh=(h)Pa=XFr+Yfa式中，Lh—额定寿命（h）;Ca—额定动载荷（N）；Pa—动态等效载荷（N）；Fr—径向载荷（N）；Fa—轴向载荷（N）；X—径向载荷系数，查表取1.9；Y—轴向载荷系数，查表取0.54；设实际能达到寿命为Lh1Lh1===1.814×106＞1×106因此，选取轴承符合规定。2.3.5滑动导轨选取2.3.5.1选取导轨型号本项目考虑满足机床传动精度规定，故初步决定选用精度很高HIWIN线性滑动导轨，此种线性滑轨为一种滚动导引，藉由钢珠在滑块与滑轨之间作无限滚动循环，负载平台能沿着滑轨容易地以高精度作线性运动。与老式滑动导引相比较，滚动导引摩擦系数可减少至本来1/50，由于起动摩擦力大大减少，相对较少无效运动发生，故能容易达到μm级进给及定位。再加上滑块与滑轨间束制单元设计，使得线性滑轨可同步承受上下左右等各方向负荷，上述所列特点并非老式滑动导引所能比拟，因而采用此导轨能大幅提高设计机器精度和机械效能。依照Z方向传动规定及设计尺寸，初步选用LGW20CA型号，查表得：基本动额定负荷C=1650kgf＝16170N；基本静额定负荷=26166N；容许静力矩2.3.5.2线性滑轨寿命计算（1）基本静额定负荷计算导轨受力N1和N2,N1=N2=式中，MT—刀架质量；L1—刀架中心到丝杆中心距离；L2—为滑轨中心到丝杆中心距离；代入数据得N1=N2===135.7（N）静安全系数为：故静强度安全（2）基本动额定负荷计算考虑线性滑轨使用环境因素，其寿命会随运动状态、珠道表面硬度及系统温度而有所变化，因此滑轨寿命为：其中：L为寿命，C为基本动额定负荷，为最大工作负荷，为硬度系数，为温度系数，为负荷系数HIWIN线性滑轨硬度都为HRC58以上，故查表得，为预压力，初选预压形式为Z1，因此寿命时间计算依使用速度及频率将寿命距离换算成寿命时间：其中：为寿命时间，为寿命，S为运营速率，取S=6m/min故其寿命年限为。2.3.6联轴器选取在数控机床Z方向进给传动系统中，滚珠丝杆螺母传动由电机带动滚珠丝杆Z坐标方向进给运动。而连接电机输出轴和滚珠丝杆轴端器件便是联轴器。为保证传动精度，消除回转误差，应采用办法消除扭转方向上联轴器连接间隙。由构造选取本机床联轴器均为伺服挠性联轴器。伺服挠性联轴器，无背间隙，迟滞小，最适合于高精度定位使用，元件要素是由螺栓联结，对于正反运转可以发挥其先进耐久性。此联轴器采用夹紧式构造设计，安装极为简朴，联结的确。依照同步带轴尺寸选取联轴器型号为SFC-030SA。2.3.7润滑与密封设计依照轴承转速、负荷、工作温度、周边环境等项条件，以及考虑到轴承构造特点、构造材料、操作状况等因素，综合选用。由于本书中设计滚珠丝杆，其转速较小，负荷也不大，因此决定选用润滑脂润滑。对于垂直安装滚珠丝杆专用轴承，规定选用粘附性好，稠度较大，具备良好机械安定性润滑脂。为防止润滑剂泄出，防止灰尘、切屑微粒等其他杂物和水分侵入，滚珠丝杆轴承必要进行必要密封，以保持良好润滑条件和工作环境，使轴承达到预期工作寿命。由于设计机床不规定经常填充润滑脂，因此规定密封要良好，故所有需要密封某些均采用皮碗密封，并且在位于轴承座孔箱体内壁处设挡油盘，既可起到轴向固定作用，又可以防止灰尘进入和润滑脂泄漏。2.4回转台部件设计计算2.4.1回转台电机及相应减速机选取方案2.4.1.1普通执行电机选取原则(1)伺服系统设计普通从选取执行电机开始，作为伺服系统执行元件．应能以便地实现持续地、平滑地、可逆调速，对控制信号反映快捷，才干保证整个系统带动被控对象按所需要规律及控制精度运动。(2)考虑电机种类及控制方式。可用作伺服系统执行元件电机种类诸多，从大类别看：有直流伺服电动机(她激或水磁)、直流无刷电机、两相异步电动机、三相异步电动机、滑差电动机、同步电动机、交流伺服电机、各种步进电机……等等。由于它们调速办法不同、所需电源种类不同、驱动它们运转功率放大装置更是各种各样，因而它们机械特性、调速特性、过载能力、驱动功率大小、以及构成系统总成本，都各不相似，需要认真地详细分析比较来拟定。(3)直流伺服电动机、交流伺服电动机和直接驱动电动机均采用位置闭环控制，一船用于规定高精度、高速度数控系统。步进电动机重要用于开环系统，普通用于精度、速度规定不高，成本规定低数控系统。永磁直流伺服电动机用于普通直流伺服系统。无槽电枢直流伺服电动机用于需要速动作、功率较大伺服系统。空心杯电枢直流伺服电动机用于需要迅速动作伺服系统。印制绕组直流伺服电动机用于低速运营和起动、反转频繁系统。同步型交流伺服电动机惯用于位置伺服系统，如数控机床进给系统、机器人关节伺服系统及其他机电一体化产品运动控制．涉及点位控制和持续轨迹控制。常用功率范畴是数十瓦到数千瓦，个别达到数十千瓦。而异步型交流伺服电动机重要用于需要以恒功率扩展调速范畴大功率调速系统中，如在数控机床中用作主轴系统驱动．常用功率范畴是数干瓦以上。(4)通过定量核算拟定电机详细型号与规格。选取执行电机不能只停留在拟定电机类别及其控制方式上，还必要拟定详细型号与规格，需要作定量核算。为此，要依照被控对象运动形式(旋转或直线运动)，运动变化规律，运动负载性质和详细数量，运营工作体制(是长期持续运营或短时运营或间歇式运营)，结合系统稳态性能指标规定，作定量分析。(5)考虑被控对象工作特点和环境条件。执行电机是伺服系统一种重要构成某些．同步又靠它驱动被控对象，因而它是伺服系统与被控对象相联系一种核心部件。执行电机必要适应被控对象工作特点与环境条件，它机械构造尺寸、安装固定方式，必要与被控对象紧密配合，以求得总体合理配备，便于安装调节，便于使用维护。这些都关系到执行电机选取。在伺服系统应用许多场合，要想改换别种类型执行电机，常会遇到机械构造、体积重量、使用环境条件、电源配备等条件限制(6)其他考虑因素。当两种电气伺服系统都能满足实际应用规定期．则产品价格是核心因素。其他某些条件．如货源以便限度、维修与服务、技术成熟度、将来发展等都也许成为选取何种电气伺服系统考虑因素。2.4.1.2电动机选取设计计算（1）交流伺服电动机选取设计计算①惯量匹配计算为了使伺服进给系统进给执行部件具备迅速响应能力，必要选用加速能力大电动机，亦即可以迅速响应电机（如采用大惯量伺服电机），但又不能盲目追求大惯量，否则由于不能充分发挥其加速能力，会不经济。因而必要使电动机惯量与进给负载惯量有个合理匹配。普通在电动机惯量与负载惯量(折算至电动机轴)或总惯量之间，推荐下列匹配关系：(3-1）或(3-2)或(3-3)负载转动惯量折算到电机铀上(3-4)其中T―――负载转矩―――折算到电机轴上负载转动惯量i――――减速比――――减速机效率――――电动机惯量――――总惯量J（r）②电动机力矩计算依照进给系统工作状态不同，进给系统负载力矩不得不不大于伺服电动机额定转矩或最大转矩。即进给系统所容许负载转矩与伺服电动机工作状态(伺服电动机特性)关于。当进给驱动系统给定后，应依照结定条件和伺服电动机特性，计算进给系统负载力矩，以便合理选取伺服电动机。下面分定位加速时所需力矩、迅速进给时所需力矩等几某些简介其计算办法a．定位加速时最大转矩计算定位加速时最大转矩M(NM)，按下式计算：(3-5)式中： ―――迅速移动电机转速（R/MIN）;――――加速、减速时间，（s），取150－200ms；――――电机惯量（kgm2）；――――负载惯量（kgm2）（折算到电机轴上负载惯量）；――――负载转矩（nm）。若是M不大于伺服电机最大转矩Mmax，则电机能以所取时间常数进行加速和减速。b．迅速进给时力矩。迅速进给时力矩等于负载转矩。负载转矩折算到电机铀上(3-6)③需要特别注意是伺服电动机各种性能参数均与其配套驱动电源有很大关系，不同控制方式驱动功率放大电路及其电压、电流等参数不同，都会使伺服电动机输出特性发生很大变化。因而，步进电动机一定要与其配套驱动电源一起考虑来选取。（2）步进电动机选取设计计算。①依照机床加工精度规定，选取进给脉冲当量。②依照所选步进电动机步距角以及所规定脉冲当量来计算减速齿轮减速比。采用减速装置可较容易配备出所规定脉冲当量、减小负载折算到电动机轴上惯量核和转矩。但采用减速齿轮会带来额外传动误差，使负载刀轴等装置迅速移动速度减少．并且其自身又引入附加转动惯量。因此与否加减速机要综合考虑。③最大静态转矩（）选取在选取前．一方面需进行负载转矩（折算到电机轴上）计算，然后依下式去选取步进电动机最大静态转矩。(3-7)―――折算到电机轴上负载转矩；――――步进电动机最大静态转矩；对于上式中系数选取．当步进电动机相数较多，突跳频率规定不高时取较大系数值；反之取较小系数值。④对于惯量匹配、负载转矩、定位转矩计算与交流伺服电动机相似。⑤运营最高频率与升速时间计算。由于电动机输出力矩随着频率升高而下降，因而在最高频率时．由矩频特性决定输出力矩应能驱动负载，并留有足够裕量。由式(3-5)可知，在升速过程中、电动机不但要驱动负载力矩，并且要能输出足够加速力矩.升速时间与步进电动机加速力矩和自身转动惯量以及负载惯量关于。需要特别注意是步进电动机各种性能参数均与其配套驱动电源有很大关系，不同控制方式驱动功率放大电路及其电压、电流等参数不同，都会使步进电动机输出特性发生很大变化。因而，步进电动机一定要与其配套驱动电源一起考虑来选取。2.4.2电机及减速机选取初始条件：切削力F为50N，最大切削半径是0.5m，规定有较迅速响应能力，加速时间是2s，主轴采用半闭环控制。传动图如下图3-10所示。2.4.2.1驱动主轴运动等效负载转矩。（1）负载转矩计算负载扭矩是由于驱动系统摩擦力和切削力所引起，切削力引起负载转矩可用下式表达：式中T――――电动机轴转矩；F――――使机械部件沿直线方向移动所需力；L――――电动机转动一圈时，机械移动距离。就圆周运动来说：T=FR(3-8)R――――最大切削半径；O型圈摩擦力以及轴承引起负载转矩难以计算，咱们只能在计算总负载转矩，选电机时候，把电机额定扭矩选取恰当大某些。因此：总负载扭矩：T(总)＝T（切）＋T（摩）；这里咱们假设摩擦力引起负载转矩时5NM，由式（3-8）得。T(总)＝50×0.5＋5＝30NM因此选取伺服电动机额定转矩（不加减速机）应不不大于等于30NM。（2）定位加速时最大转矩计算由计算知，主轴负载动惯量为16kgm2；按规定主轴转速为30转/min；加速时间为1s；因此在联轴器上最大转矩由式（3-5）为；2×3.1415×30÷(60×1)×16＋30＝80.3NM；因此选取联轴器最大需用扭矩应不不大于80.3NM;2.4.4.2电动机及减速机选取考虑精度需要，本系统拟采用交流伺服电动机作为主轴驱动电机。并且考虑货源以便、技术成熟度等方面因素，拟用由沈阳莱茵公司代理德国百格拉交流伺服电机及驱动系统。由于负载转矩比较大并且定位加速时最大转矩很大，并且交流伺服电机额定输出转矩和最大输出转矩相比与负载转矩和最大定位加速转矩来说较小，因此要增长减速机；从转动惯量较大，必要减少转动惯量方面，也要增长减速机。(1)减速机选取由于本系统对精度有较高规定，且系统拟采用半闭环控制，因此对减速机规定较高，不能采用普通普通减速机。必要采用伺服电机专用减速机。考虑货源以便、技术成熟度等方面因素，拟采用由沈阳莱茵公司代理德国NEUGART公司生产高精密伺服电机专用行星加速机。该公司减速机由PLE、PLS、WPLE、WPLS四种，其中WPLS、WPLE属于直角型减速机。考虑设计机械构造和减速机安装空间及安装方式等方面，拟采用WPLS型（有输出端法兰，安装更以便、牢固）。有上面计算可知，减速机输出端额定转矩也必要不不大于30NM，最大输出转矩必要不不大于130NM。由比较选取WPLS115型。(2)伺服电机选取从减速机选项须知与安装指南中咱们懂得。电机与减速机必要适配，才干连接。且减速机容许输入法兰不能不不大于或不大于临级减速机原则尺寸，就WPLS115来说原则法兰为115mm，其临级减速机时WPLS90和WPLS142,WPLS115最大容许法兰不应不大于90mm，也不能不不大于142mm。同步考虑电机最高输入转速要不大于减速机最大输入转速。这里咱们选取DSM4-11.1-2XX.X3型。该型号伺服电机技术参数：持续额定转矩：3.7Nm额定转速：3000n/min电机最大转矩：18.9Nm转子转动惯量4.8kgcm2(3)减速机减速比选取设减速比为i，则在电机上等效负载转动惯量为：减速比应不不大于30÷3.7＝8.1，在电机轴上最大定位转矩由式（3-5）为：2×3.1415×2500÷（60×2）×16÷（i×i）＋30÷i应不大于18.9Nm。计算得i应不不大于16,12.3，这里选用25级减速比。因此选取减速机技术参数如下：额定输出转矩：210Nm满载效率：94％故障停止扭矩420Nm最大输入转速：4000n/min额定输入转速：2500n/min输入端转动惯量：5.33kgcm2(4)减速机及电机核算由公式(3-6)得，电机轴上负载转矩为：30/25/0.94=1.28Nm<3.7Nm（电机持续额定转矩）由公式(3-4)得，电机轴上定位加速最大转动惯量为：16/25^2/0.94+5.33/100^2=0.02777Kgm20.067上式为折算到电机轴山负载转动惯量＋减速机输入端转动惯量。由式(3-5)得电机轴上最大定位转矩：1×3.1415×2500÷（60×2）×（0.02777+4.8/100^2）+30/25/0.94=2.7Nm<18.9Nm（电机最大转矩）由式（3-1）惯量匹配条件知：0.02777/4.8/100^2=58,不满足惯量匹配条件图3-11电机矩频特性曲线在图3-11中：1电机最大扭矩2电机额定扭矩1.1电机最大扭矩(配TLXX32型驱动器)1.3电机最大扭矩(配TLXX34型驱动器)1.5电机最大扭矩(配TLXX36型驱动器)1.7电机最大扭矩(配TLXX38型驱动器)从电机矩频特性曲线（图3-11）知，所选电机加配TLD134驱动器完全满足规定。综合以上计算校核可知，所选电机是可行。从减速机选取中也可知减速机是可行。在联轴器上最大转矩80.3Nm不大于所选联轴器许用扭矩100Nm，因此联轴器是可用。2.5刀架切削主轴及摆动轴电机选取刀架某些构造如图3-12所示。2.5.1．主轴电机及减速机选取2.5.1.1初始条件切削刀切削力F为50Nm。切削转速n为600n/min左右。切削刀直径D为80mm。图3-12刀轴摆轴构造示意图刀轴电机选取在满足切削力矩和切削功率状况下，应尽量考虑电机重量和体积。从而使摆轴承受力矩尽量小，并且使得刀轴总体上美观、大方。由上可知，刀轴承受负载转矩T=F×D/2=50×0.08/2＝2Nm。刀轴转动惯量重要由切削刀及刀轴引起。经计算刀轴转动惯量为0.74kgcm2。综合以上各方面考虑，本系统拟选用电机＋减速机组合方式。电机选取由北京四通电机技术有限责任公司生产BL系列永磁无刷直流电动机57BL-C30-30H1，减速机采用由沈阳莱茵公司代理德国NEUGART行星减速机PLE60，减速比为4。该减速机与上述电机组合达到了相对较高输出扭矩和转速，同步体积小，重量轻，电机与减速机可以适配连接。所选取电机及减速机技术参数如下；电机57BL-C30-0H1;额定功率：300W额定电压：220VAC额定转矩：0.96Nm额定转速；3000rpm最大转矩：1.92Nm重量：1.5kg电机总长（带轴）：150mm外壳长×宽：57×57mm转动惯量：0.471kgcm2减速机PLE60-4：额定输出扭矩：16Nm故障停止扭矩：32Nm额定输入转速：4000RPM最高输入转速：8000rpm重量0.9kg减速机总长（带轴）：106mm满载效率；0.96转动惯量：0.093kgcm2外壳长×宽：60×60mm2.5.1.2电机核算折算刀到电机轴上运营时转矩由式（3-6）为2/4/0.96=0.52Nm，由切削刀运营特点（切削刀正常运营后，才开始切削，即正常运营前无负载），只要0.52不大于电机额定转矩0.96，电机可满足规定。设电机加速时间是100ms，则依照式（3-5）知电机空载启动并加速刀额定转矩时规定转矩为：2×3.1415×3000÷（60×0.1）×（0.74/4^2/0.96/100^2+0.093/100^2+0.471/100^2）=0.2Nm；由式（3-1）惯量匹配条件知：(0.74/4^2/0.96+0.093)/(0.471)=0.3,满足惯量匹配条件综合以上计算，电机满足规定2.5.2．摆动轴电机选取摆轴拟采用步进电动机驱动，摆轴转速60n/min，摆轴启动加速时间200ms，由于按照系统设计规定是通过步进电动机控制摆轴转动来带动刀轴上切削刀实现角度切削，因此步进电动机脉冲当量直接影响摆轴转过角度，从而也直接影响切削精度。本系统拟选用由沈阳莱茵公司代理德国产品百格拉步进电机，步距角选用0.36度，通过其配套控制器再次10细分，使脉冲当量达到0.036度，满足设计规定阐明书精度规定。2.5.2.1负载转矩计算及最大静转矩计算在摆轴转动带动刀轴上因此部件摆动，在摆轴上负载转矩重要由刀轴电机、减速机、连接板机刀轴重力引起，并且负载转矩随着摆角增大而增大，成正弦变化。参照刀轴构造图，从而得知摆轴负载转矩T=4.3sinα（Nm），α为摆角度数。负载对摆轴转动惯量为：0.0717kgm2因此最大负载转矩为4.3Nm。a．迅速运营时转矩：迅速运营时最大转矩也即最大负载转矩T1=4.3Nmb．启动时转矩；T2=2×3.1415×60/(60×0.2)×0.0717＋4.3＝2.25＋4.3=6.55Nm从上面计算看出再迅速运营和迅速启动两种工况下，以迅速起动所需力矩最大，以此项作为初选步进电动机根据。2.5.2.2两种方案对比a．采用减速机。从减小转动惯量，减小加在摆轴上转矩，以及综合考虑最后所占空间体积和部件总重量（单就电机与减速机两个来说，加减速机步不加减速机重量至少5公斤力）来说，有加一种减速机必要，但是加上减速机之后，却引入了由减速机回程间隙带来误差，并且就减速机自身而言，回程减小有30弧分(相称于0.5度)和5弧分（相称于0,08度，精密级减速机），无论那种减速机，由回程间隙带来误差远不不大于一种脉冲进给角度（0.036度）。如果采用加编码器方式，那么编码器只能加在减速机输出轴端，从而形成闭环控制。如果采用软件补偿方式，若回程是固定，那问题好解决，但是若是不固定，那么软件补偿（如采用开环控制）也不能达到规定精度，由于若是补偿不精确，哪怕只有6弧分误差，那就是0.1度。取减速比为9。依照式（3－7）系数为0.4，T1/9<0.4×TMAX；因此TMAX>1.19这里咱们拟选用百格拉步进电动机VRDM368/LHA，技术参数如下：步数：10000步/转额定转矩1.5Nm保持转矩：1.74Nm最高启动速度：6.3r/s转动惯量：0.38kgcm2重量：1.1kg减速机选取NEUGART行星齿轮减速WPLE60，减速比9，技术参数如下：额定输出转矩：44Nm故障停止转矩：88Nm满载效率：92％重量：1.9kg转动惯量：0.242kgcm2回程间隙：<35弧分最大输入速度：6000n/min额定输入速度：3000n/min电机校核计算：电机轴上等效负载转矩由式（3-6）：T1/i/0.92=4.3/9/0.92=0.52;电机轴上等效定位转矩由式（3-5）：2×3.1415×540/(60×0.2)×（0.0717/9^2/0.92+0.38/100^2+0.242/100^2）+0.52=0.8Nm.<1.74由式（3－1）惯量匹配条件知：(0.0717/9^2/0.92+(0.38/100^2))/(0.242/100^2)=41,不满足惯量匹配条件由于电机最高空载启动速度是6.3r/s，而电机运营速度是9r/s，因此必要采用升降速控制。电机迅速运营转矩是0.52Nm，运营速度是9r/s，从电机矩频特性曲线（如图3-13所示）可知，所选电机完全满足规定，依照以上计算综合考虑，所选电机满足规定。b．不采用减速机。从在满足规定状况下减少零部件，使组装力求简朴，并且不增长减速，可以不引入由减速装置带来误差，并且控制方面相对简朴，不必增长软硬件补偿办法等方面考虑，可以不引入减速机，而采用步进电动机直接驱动方式。但这样增长重量，约5kg依照式（3－7）系数为0.4，T1<0.4×TMAX；因此TMAX>10.75这里咱们拟选用百格拉步进电动机VRDM31117LSB，技术参数如下：步数：10000步/转额定转矩12Nm保持转矩：13.92Nm最高启动速度：4.7r/s转动惯量：10.5kgcm2重量：8kg图3-131.5Nm、1.7Nm和3.7Nm电机矩频特性曲线电机校核计算：电机轴上等效负载转矩：T1=4.3Nm电机轴上等效定位转矩:T2=2×3.1415×60/(60×0.2)×（0.0717+10.5/100^2）＋4.3＝2.25＋4.3=6.55Nm6.6<12由式（3－1）惯量匹配条件知：0.0717/(10.5/100^2)=68,不满足惯量匹配条件图3-1412Nm步进电机矩频特性曲线电机迅速运营转矩是12Nm，运营速度是1r/s，从电机矩频特性曲线（图3-14）知，所选电机完全满足规定，依照以上计算综合考虑，所选电机满足规定。第三章数控机床安装及维修3.1数控机床安装3.1.1安装环境规定数控机床安装规定大某些都和普通机床类似，但由于有较多高精度零部件，因此在普通厂房规定基本上，每台机床都在其阐明书上对工作环境提出详细规定。各种机床环境规定大体可以分为如下几大类：（1）地基规定顾客事先做好机床基本，并且在安装机床之前地基已通过一段时间保养，基本进入稳定阶段。（2）环境温度和湿度规定精密型数控机床普通均有恒温环境规定，只有在恒温条件下，才干保证机床精度和加工精度。由于数控系统中大量采用了电子元器件，电柜内这些元器件工作温度已接近极限温度。潮湿环境会减少数控机床可靠性，特别在酸气较大潮湿环境下会使印制线路板和接插件锈蚀，机床电气故障也会增长。（3）避免环境干扰某些办法如机床远离锻压设备等某些振动源。远离电磁场干扰较大设备，供电直接从配电站给出，车间防尘规定等。（4）其她提供数控机床运营所需压缩空气气源水源、排屑等也有一定规定。3.1.2安装调试环节（1）机床初就位机床到厂后普通都在地基附近拆开包装箱、卸下底托，按机床阐明书中规定把构成机床各大部件分别在地基上就位，垫铁、调节垫板和地脚螺栓等也相应对号入座就位。（2）机床连接把初就位机床各部件组装起来。在组装前，一方面去除安装连接面、导轨和各运动面上防锈涂料，做好各部件外表清洁工作，然后准备好连接所需各类连接零件、螺钉、连接工具等。最后把各部件组装成整机，如将龙门架、电气柜装在床身上，刀架装到龙门架上等等。组装时要注意连接面清洁光整、使本来定位元件(定位销、定位块等)对号入座，使安装位置恢复到机床拆卸前状态，以利于调试精度。部件组装后即进行电缆、油管和气管连接。依照机床随机资料中电气接线图、气路图等把关于电缆和管路按标记一一接好。连接时要特别注意清洁工作和可靠性接触及密封，并检查有无松动和损坏。电缆接头插座一定要用螺钉紧固。气管连接中要特别注意防止异物从接口中进入管路，每个接头部要拧紧，防止各接头处渗漏。电缆和气管连接完毕后，做好各管线就位固定。防护罩壳安装，应保证整个外观质量。（1）机床通电试车①按机床阐明书规定给机床润滑点灌注规定油液和油脂，擦净各导轨及滑动面上防锈油，并涂上一层干净润滑油，接通气源。②连接从配电柜到输入机床电源开关动力电缆，依照机床规定总电源容量鉴别动力电缆容量、配电柜上熔断器容量与否匹配，检查供电电源电压波动与否在容许范畴内。波动较大时必要考虑增装交流稳压器。③分别向机床各某些分别供电实验，检查关于电机旋转方向、有无报警故障、能否达到额定工作指标。总之，应依照机床阐明书检查机床重要部件通电后状况。④粗调床身水平度，调节机床重要几何精度，调节组装后重要运动部件与主机相对位置。这些工作完毕后就可以用快干水泥灌注主机和各附件地脚螺栓，把各地脚预留孔灌平，等水泥完全干固后就可以进入机床精调工作。（2）机床精度和功能精调试在已经固化地基上精调主床身水平