机械二坐标运动课程设计说明书.docx
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机械二坐标运动课程设计说明书
机械学院
机械设计制造及其自动化专业
机电模块课程设计
设计题目
二坐标数控工作台设计
专业
机械设计制造及其自动化
姓名
王喆
学号
084774730
班级
08机械
（1）班
指导教师
詹建明
学期
2011～2012学年第二学期
设计时间
2011、02、21～2011、03、11
内
附
资
料
1、课程设计说明书一份（含设计任务书）；
2、二坐标数控工作台装配图一张（A0）；
3、草稿一份
成绩
2012、03
目录
.机电专业课程设计目的……………………………………
（1）
二.机电专业课程设计的任务和要求…………………………
（1）
三.X轴方案及参数计算………………………………………
（1）
.方案拟定………………………………………………
（1）
.X轴步进电机参数确定及选择………………………
（1）
3.X轴联轴器选择………………………………………（3）
四.X轴机械结构总体设计计算………………………………（3）
.X轴滚珠丝杠设计计算………………………………（3）
2.X轴滚动导轨设计计算………………………………（4）
五.Y轴方案及参数计算………………………………………（5）
1.Y轴步进电机参数确定及选择…………………………（5）
2.Y轴联轴器选择…………………………………………（7）
六.Y轴机械结构总体设计计算………………………………（7）
.Y轴滚珠丝杠设计计算………………………………（7）
2.Y轴滚动导轨设计计算………………………………（8）
七.绘制装配图……………………………………………………（9）
八.参考文献………………………………………………………（13）
一、机电专业课程设计目的
本课程设计是在完成专业课程学习后，所进行的机电一体化设备设计的综合性训练。
通过该环节达到下列目的：
（1）巩固和加深专业课所学的理论知识；
（2）培养理论联系实际，解决工程技术问题的动手能力；（3）进行机电一体化设备设计的基本功训练，包括以下10方面基本功：
1）查阅文献资料；2）分析与选择设计方案；3）机械结构设计；4）电气控制原理设计；5）机电综合分析；6）绘工程图；7）运动计算和精度计算；9）撰写设计说明书；10）贯彻设计标准。
二、机电专业课程设计的任务和要求
在规定时间内，按设计任务书给定的原始数据，在教师指导下，独立完成二坐标数控工作台设计工作。
原始数据包括
典型工况下，工作台速度、进给抗力及台面上工作物重量；
工作台定位精度、台面尺寸和行程。
设计具体要求完成以下工作：
（1）数控工作台装配图（0＃图幅）1张；
（2）设计说明书（10～20）页1本；
（3）数控工作台三视图一张1张
所有图样均采用CAD绘制打印，设计说明书按规定撰写。
具体设计参数：
（1）台面尺寸：
225x170,行程X：
160，Y:
120
（2）定位精度：
X±0.01/300mmY±0.013/300mm（3）典型工艺参数：
台面速度X：
1.4m/min,Y:
1.25m/min;进给抗力X:
190N;Y:
200N;工作物重：
14Kg.
三X轴方案及参数计算
1．方案拟定
方案拟定即确定工作台传动的形式和控制方式及主要部件或器件的类型。
（1）驱动控制方式由给定的工作台精度要求较低，为简化结构，故采用单片机控制的步进电机驱动系统。
主要由步进电机、单片机驱动控制电路、滚珠丝杠副组成。
（2）传动形式确定
工作台X方向和Y方向两个坐标分别采用步进电机单独驱动。
工作台X方向采用一级齿轮传动方式，可以通过降速扩大转矩输出，匹配进给系统惯量，获得要求的输出机械特性，同时减小脉冲当量。
工作台Y方向采用直接传动方式，电机通过刚性联轴器与滚珠丝杠联结。
结构紧凑，传动效率高。
丝杠转速与转矩输出完全与电机的输出特性一致。
2.X轴步进电机参数确定及选择
计算及说明
结果
X参数选定与计算
vx=1.4m/min=0.023m/s,Fx=190N,Px=Fxvx=4.43W
1）脉冲当量选择
初选三相电机，按三相六拍工作时，步矩角α=0.75°,初定脉冲当量δ=0.01mm/p,丝杠导程tsP=6mm,中间齿轮传动比i为:
i=（αtsP）／（360δ）=0.75×6／（360×0.01）=1.25
1）由i确定齿轮齿数为Z1=20,Z2=25,模数m=0.8mm,齿宽b1=16mm,b2=14mm;分度圆直径d1=16mm,d2=20mm
X直齿圆柱齿轮传动设计如下：
1.选定齿轮精度、材料、齿数
1）.选精度为7级
2）.选小齿轮为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS
3）.选择齿数Z1=20,Z2=Z1×i=20×1.25＝25
2.
（1）按齿面接触疲劳强度设计d1t>=2.32{KT1/Φd×（u±1）/u×（ZE/[σH]）2}（1/3）
1）.试选载荷Kt=1.3,（由[1]表10-6）得材料弹性影响系数ZE＝189.8MPa
2）.（由[1]表10-7）选取齿宽系数Φd＝1.1，
3）.（由[1]图10-21d）查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa,
4）.应力循环系数取j=1，所以：
N1=60n2jLh=60×1500×1×（2×8×300×15）＝6.480×109
N2=N1/u=6.480×109/1.25＝5.184×109
5）.（由[1]图10-19）查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=0.95,
6）.计算接触疲劳强度许用应力：
取失效概率为1%，取安全系数S=1,
[σH]1＝KHN1×σHlim1/S=0.9×600/1＝540MPa
[σH]2＝KHN2×σHlim2/S=0.95×550/1＝522.5MPa
8）计算小齿轮传递的转矩：
T1=95.5×105Px/nx=95.5×105×0.00443/1500=28.204N.mm
（2）.计算
1）.试算小齿轮分度圆直径d1t≥2.32{KtT1/Φd×（u±1）/u×（ZE/[σH]）2}1/3=2.32×{1.3×28.204/1.1×2.25/1.25×（189.8/522.5）2}（2/3＝6.52mm
2）.计算圆周速度v=лd1tn1/（60×1000）=1500×6.52×л/（60×1000）＝0.51m/s
3）.计算齿宽：
b=Φdd1t=1.1×6.52＝7.17mm
4）.计算齿宽与齿高之比b/h.
模数mt=d1t/z1=6.52/20=0.326mm
齿高h=2.25mt=2.25×0.326=0.734mm
b/h=6.52/0.734=8.88
5）计算载荷系数。
根据v=0.023m/s,7级精度，由图10-8查的载荷系数Kv=1.05;
直齿轮，KHα=KFα=1;由表10-2查的使用系数KA=1;
由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.4.
由b/h=8.88,KHB=1.4查图10-13得KFβ=1.3；故载荷系数
K=KA×Kv×KHα×KHβ=1×1.05×1×1.4=1.47
6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得
d1=d1t（k/kt）1/3=6.52×（1.47/1.3）1/3=7.0mm
7）计算模数m.
m=d1/z1=6.8/20=0.34
3.按齿轮弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为
mn>={（2KT1/ΦdZ12）×（YFaYSa/[σF]）}（1/3）
（1）确定公式内的各计算数值
1）由图10-20c查的小齿轮弯曲极限强度σFE1=500MPa,大齿轮σFE2＝380MPa;
2）图10-18）得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88,取安全系数S=1.4,由式（10-12）得
[σF]1＝KFN1×σFE1/S=0.85×500/1.3MPa=303.57MPa
[σF]2＝KFN2×σFE1/S=0.88×380/1.4MPa＝238.86MPa
4）.计算载荷系数K.
K=KAKvKFαKFα=1×1.05×1×1.3＝1.365
5）由（表10-5）查出齿形系数,YFa1=2.65,YFa2=2.226，6）查取应力校正系数。
YSa1=1.58,YSa2=1.764.
7）计算大、小齿轮YFa1YSa1/[σF]1并加以比较
YFa1YSa1/[σF]1＝2.65×1.58/303.57=0.0107
YFa2YSa2/[σF]2=2.226×1.764/238.86＝0.01644取大齿轮数据
2设计计算
mn>=[2×1.365×28.204/（1.1×202）×0.01644]（1/3）=0.56
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数mn小于齿根弯曲疲劳强度计算得法面模数，当模数为0.56时可满足弯曲强度又同时满足接触疲劳强度，取由弯曲强度算的的模数0.56并就近圆整为标准值=0.8mm,按接触强度算的的分度圆直径d1=6.8mm计算应有的齿数，于是有
Z1=d1/m=6.8/0.8＝8.75，因为机械中z>=17,所以取Z1＝20，则Z2＝u×Z1=1.25×20＝25
4.几何尺寸的计算
1）分度圆直径d1=z1×m=20×0.8=16mm,d2=z2×m=25×0.8=20mm
2）计算中心距a=（d1+d2）/2=（16+20）/2=18mm
3）计算齿轮宽度b1=Φd×d1=16mm根据实际情况B2=14mm,为易于补偿齿轮轴向位置误差，应使小齿轮宽度大于大齿轮宽度，所以小齿轮约为B1=16mm
2）等效传动惯量计算（不计传动效率）
小齿轮转动惯量Jg1=（πd14b1ρ）／32=[π（1.6）4×1.6×7.85×10-3]／32=8.08×10-7kg.m2
式中钢密度ρ=7.85×10-3kg/cm3
大齿轮转动惯量Jg2=（πd24b2ρ）／32=[π
（2）4×1.4×7.85×10-3]／32=1.73×10-6kg.m2
由[3]表3-13初选滚珠丝杠,得到d0=12mm.l=250mm
滚珠丝杠转动惯量Js=（πd04lρ）／32={[π（1.2）4×25×7.85×10-3]／32}=4×10-6kg.m2
拖板重量和物体的重量折算到电机轴上的转动惯量,
物体重量14kg，托板的重量选为10kgw=24×10=240N
Jw=（w/g）×（tsP／2π）2÷i2=240/1000×（0.6／2π）2÷1.252kg.m2=1.4×10-7kg.m2
因此,折算到电机轴上的等效转动惯量Je
Je=Jg1+Jw+（Jg2+Js）÷i2=8.08×10-7kg.m2+1.4×10-7kg.m2+（1.73×10-6kg.m2+4×10-6kg.m2）÷（1.25）2=4.6×10-6kg.m2
3）等效负载转矩计算（以下为折算到电机轴的转矩）
由[3]式（2-7）~（2-9）可知:
Mt=[（Fx+μFy）tsP]/（2πηi）=[（190+0.06×200）×0.006]/（2π×0.8×1.25）=0.1929N.m
Mf=（FftsP）/（2πηi）=（μWtsP）/（2πηi）=（0.06×24×9.8×0.006）/（2π×0.8×1.25）=0.0135N.m
上述式中η—丝杠预紧时的传动效率取η=0.8
μ——为摩擦系数取0.06
nmax=（vmax/δ）×（α/360°）=（3000/0.01）×（0.75/360）=625r/min
取起动加速时间tα=0.03s
初选电动机型号70BF003,矩频特性如下图所示,其最大静转矩Mjmax=3.92N.m,转动惯量Jm=0.2×10-4kg．m2,fm=1500Hz..故
M0=（Fp0tsp）÷（2πηi）×（1-η02）=（1/3Fxtsp）÷（2πηi）×（1-η02）=[（1/3）×190×0.006]÷（2π×0.8×1.25）×[1-0.92]=0.0115N.m
式中Fp0—滚珠丝杠预加负荷,一般取Fy/3
Fy—进给牵引力（N）
η0—滚珠丝杠未预紧时的传动效率,取0.9
J=（Je+Jm）=4.6×10-6kg．m2+0.2×10-4kg.m2=0.25×10-4kg.m2
Ma=（Je+Jm）（2πnmax）/（60tα）=0.25×10-4×（2π×625）÷（60×0.03）=0.0545N.m
Mq=Mamax+Mf+M0=2.13+0.0078+0.0127=2.151N.m
Mc=Mt+Mf+M0=0.1929+0.0078+0.0127=0.2314N.m
Mk=Mf+M0=0.0078+0.0127=0.0205N.m
从计算可知,Mq最大,作为初选电动机的依据.
Mq/Mjmax=2.15/9.5=0.23<0.866满足所需转矩要求.
4）步进电机动态特性校验
Je/Jm=0.23<4说明惯量可以匹配
电机惯量最大起动频率fL=fm/（1+Je/Jm）1/2=1500/（1+0.23）1/2=1442.67Hz
步进电机工作时最大空载起动频率和切削时最大工作频率
fq=vmax/（60δ）=3600/（60×0.01）=6000>fL
fc=v1max/（60δ）=500/（60×0.01）=833.3所以,与fc对应的Mc按电机最大静转矩校核,显然满足要求.
综上所述,可选该型号步进电机,具有一定的裕量.
Φd＝1.1
T1=28.204N.mm
d1t≥6.52mm
a=18mm
d0=12mm
l=250mm
Js=0.14×10-4kg.m2
Jw=1.4×10-5kg.m2
Je=9.328×10-4kg.m2
Mt=0.1929N.m
Mf=0.0135N.m
nmax=625r/min
M0=0.0115N.m
Ma=0.0545N.m
Mq=2.151N.m
Mc=0.231N.m
Mk=0.0205N.m
fL=1442.67Hz
3.X轴联轴器选择
联轴器除联接两轴并传递转矩外，有些还有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能，以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。
因此要根据传动装置工作要求来选定联轴器类型。
本方案选择凸缘联轴器。
四、X轴机械结构总体设计计算
.X轴滚珠丝杠设计
（1）滚珠丝杠副的结构类型
滚珠循环方式
由表3-03查得,选择外循环插管式
轴向间隙预紧方式
预紧目的在于消除滚珠螺旋传动的间隙,避免间隙引起的空程,从而提高传动精度.由[3]表5-2查得,采用双螺母垫片预紧方式.
（2）滚珠丝杠副直径和基本导程系列
采用丝杠公称直径12mm,导程为6mm,丝杠外径42mm，丝杠底径22mm，循环圈数3，基本动载荷4000N，基本静载荷8700N，刚度417N/um.
（3）滚珠丝杠精度等级确定
丝杠有效行程由导程查得余程le=24mm，
得丝杠有效行程lv=lu-le，lu=250-20=220mm
精度等级
根据有效行程内的平均行程允许偏差ep=0.01/300*220*103=7.33
由[2]表5-5得,精度等级为T2
（4）滚珠丝杠副支承形式选择
滚珠丝杠主要承受轴向载荷,应选用运转精度高,轴向刚度高、摩擦力距小的滚动轴承.滚珠丝杠副的支承主要约束丝杠的轴向串动,其次才是径向约束.由[2]表5-6查得,采用两端简支（F-S）支承形式.
（5）滚珠丝杠副的选择
本方案属于高速或较高转速情况，按额定动负荷Ca≥Caj选择滚珠丝杠副
由[2]式（3-2）可知：
Caj=[（Fefw）/（fhftfafk）]×[（60Lhne）/（106）]1/3
式中Caj-–滚珠丝杠副的计算轴向动负荷（N）
Fe--丝杠轴向当量负荷（N）.取进给抗力和摩擦力之和的一半Fe=（0.6×240+190）/2=167N
ne--丝杠当量转速（r/min）.取最大工作进给转速ne=166.6r/min.
Lh--丝杠工作寿命（h）.查考[2]表5-7得Lh=15000h.
ft--温度系数.查[2]表5-8,得ft=0.70
fa--精度系数.查[2]表5-9得fa=1.0
fw--负载性质系数.查[2]表5-10得fw=0.95
fh--硬度系数.查[2]表5-11得fh=1.0
fk--可靠性系数.查[2]表5-12得fk=0.21（可靠度99%）
计算得Caj=4.23KN（6）滚珠丝杠副校核
取最大轴向工作载荷Fmax=167N
静载荷系数fh’=1.0负荷性质系数fw=0.95
轴向静载荷Coj=fwfhFmax=0.95×1.0×167=158.65N
临界压缩负荷对于一端轴向固定受压缩的滚珠丝杠,应进行压杠稳定性校核计算.
不发生失稳的最大压缩负荷称为临界压缩负荷,用Fn表示
Fn=3.4×1010（f1d24）/（L02）×K1
式中L0–--最长受压长度.取0.39m
f1--丝杠支承方式系数,F-S取2
d2--丝杠螺纹底径,取0.016m
K1——安全系数，取1/3
Fn=27700N>Fmax
临界转速
对于在高速下工作的长丝杠，须验算其临界转速，以防止丝杠共振.
ncr=9910（f22d2）/Lc2
式中f2--丝杠支承方式系数,F-S取3.927
Lc--临界转速计算长度.Lc=0.26m.
d2--丝杠螺纹底径,取0.016m
ncr=36138r/min>nmax,同时验算丝杠另一个临界值
d0n=20*833=16660<70000
轴承选择校核由[1]表6-6选角接触球轴承7001AC.
参考[1]中有关内容，计算略
定位精度验算（略）
（7）滚动导轨副的防护
滚珠丝杠副的防护装置,采用专业生产的伸缩式螺旋弹簧钢套管.
滚珠丝杠副的密封滚珠丝杠副两端的密封圈如装配图所示.材料为四氟乙烯,这种接触式密封须防止松动而产生附加阻力.
滚珠丝杠副的润滑润滑剂用锂基润滑剂.
2.X轴滚动导轨设计计算
导轨的功用是使运动部件沿一定的轨迹运动,并承受运动部件上的载荷,即起导向和承载作用,导轨副中,运动的一方称作运动导轨,与机械的运动部件联结,不动的一方称作支承导轨,与机械的支承部件联结.支承部件用以支承和约束运动导轨,使之按功能要求作正确的运动.
（1）选日本NSK型滚动导轨，E级精度，fh=1,ft=1,fc=0.81,fa=1,fww=1
（2）寿命按每年工作300天,每天两班,每班8h,开机率0.8计,额定寿命为:
Lh=10×300×2×8×0.8=38400h
每分钟往复次数nz=8
（3）L=（2lsnz60Lh）/（103）=5160.96Km
计算四滑块的载荷,工作台及其物重约为240N
计算需要的动载荷Cα
（4）Ca=（fwP）÷（fhftfcfa）×（L/50）1/3=1849N
选用NSKLY30AL型号滚动导轨副,其Co=2570N.Coa=3840N
（3）滚动导轨间隙调整
预紧可以明显提高滚动导轨的刚度,预紧采用过盈配合,装配时,滚动体、滚道及导轨之间有一定的过盈量.
（4）润滑与防护
润滑:
采用脂润滑,使用方便,但应注意防尘.
防护装置的功能主要是防止灰尘、切屑、冷却液进入导轨,以提高导轨寿命.
防护方式用盖板式.
五、Y轴方案及参数计算
1．Y轴步进电机参数确定及选择
计算及说明
结果
Y参数选定与计算
vy=1.25m/min=0.02m/s,Fy=200N,Px=Fyvy=4W
1）脉冲当量选择
初选三相电机，按三相三拍工作时，步矩角α=1.5°,初定脉冲当量δ=0.01mm/p,丝杠导程tsP=5mm,中间齿轮传动比i为:
i=（αtsP）／（360i）=1.5×5／（360×0.01）=2
由i确定齿轮齿数为Z1=20,Z2=40,模数m=0.8mm,齿宽b1=15mm,b2=12mm
2）等效传动惯量计算（不计传动效率）
Jg1=（πd14b1ρ）／32=[π（1.6）4×1.5×7.85×10-3]／32=7.58×10-7kg.m2
式中钢密度ρ=7.85×10-3kg/cm3
同理,大齿轮转动惯量Jg2=（πd24b2ρ）／32=[π（3.2）4×1.2×7.85×10-3]／32=9.7×10-6kg.m2
由[3]表3-13初选滚珠丝杠,得到d0=12mm,l=300mm
滚珠丝杠转动惯量Js=（πd04lρ）／32={[π（1.2）4×20×7.85×10-3]／32}×10-4kg.m2=3.2×10-6kg.m2
拖板及工作物重和导轨折算到电机轴上的转动惯量,拖板及工作物重和导轨重之和约为24kg
Jw=（w/g）×（tsP／2π）2÷i2=24×（0.5／2π）2÷22×10-4kg.m2=3.96×10-6kg.m2
因此,折算到电机轴上的等效转动惯量Je
Je=Jg1+Jw+（Jg2+Js）÷i2=7.58×10-7kg.m2+3.96×10-6kg.m2+（9.7×10-6kg.m2+3.2×10-6kg.m2）÷22=7.943×10-6kg.m2
3）等效负载转矩计算（以下为折算到电机轴的转矩）
由[3]式（2-7）~（2-9）可知:
Mt=[（Fy+μFx）tsP]/（2πηi）=[（200+0.06×190）×0.005]/（2π×0.8×2）=0.105N.m
Mf=（FftsP）/（2πηi）=（μWtsP）/（2πηi）=（0.06×24×9.8×0.005）/（2π×0.8×2）=0.0073N.m
上述式中η—丝杠预紧时的传动效率取η=0.8
μ——为摩擦系数取0.06
nmax=（vmax/δ）×（α/360°）=（2500/0.01）×（1.5/360）=1050r/min
取起动加速时间tα=0.03s
初选电动机型号90BF003A,矩频特性如下图所示,其最大静转矩Mjmax=1.96N.m,转动惯量Jm=0.71×10-4kg．m2,fm=500Hz.
故
M0=（Fp0tsp）÷（2πηi）×（1-η02）=（1/3Fytsp）÷（2πηi）×（1-η02）=[（1/3）×200×0.005]÷（2π×0.8×2）×[1-0.92]=0.0063N.m
式中Fp0—滚珠丝杠预加负荷,一般取Fy/3
Fy—
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