二坐标数控工作台课程设计说明书.docx

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二坐标数控工作台课程设计说明书

宁波大学机械学院

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

赖旭辉

学号

116130058

班级

机械国贸118

指导教师

学期

2014～2015学年第二学期

设计时间

2015.03.7～2015.03.20

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、二坐标数控工作台电气控制原理图一张（A1）；

4、计算说明书草稿一份。

成绩

2015年3月

.机电专业课程设计目的…………………………………

（2）

二.机电专业课程设计的任务和要求………………………

（2）

三.X轴方案及参数计算……………………………………

（2）

.方案拟定……………………………………………

（2）

.X轴步进电机参数确定及选择……………………

（2）

3.X轴圆柱斜齿轮传动设计…………………………（3）

四.X轴机械结构总体设计计算……………………………（6）

.X轴滚珠丝杠设计计算……………………………（6）

2.X轴滚动导轨设计计算……………………………（6）

五.Y轴方案及参数计算……………………………………（7）

1.Y轴步进电机参数确定及选择…………………（7）

2.Y轴联轴器选择…………………………………（9）

六.Y轴机械结构总体设计计算…………………………（10）

.Y轴滚珠丝杠设计计算…………………………（10）

2.Y轴滚动导轨设计计算…………………………（11）

七.绘制装配图…………………………………………（12）

八.设计总结与分析…………………………………………（12）

九.致谢………………………………………………………（13）

十.参考文献…………………………………………………（13）

1.机电专业课程设计目的

本课程设计是学生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。

2.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（1：

1比例或0＃图幅）1张；

（2）数控系统电气原理图（2＃图幅）1张；

（3）设计说明书（10～20）页1本；

所有图样均采用CAD绘制打印，设计说明书按规定撰写。

3.X轴方案及参数计算

3.1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，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。

3.2X轴步进电机参数确定及选择

X参数选定与计算

Vx=1.6m/min=0.027m/s，Fx=120N，Px=Fxvx=3.2W

（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

，模数m=2mm，齿宽

3.3X轴圆柱斜齿轮传动设计

1.选定齿轮精度、材料、齿数及螺旋角

（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=20×2＝40.

（4）选取螺旋角，初选β＝14o

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）试选Kt=1.6,（由[1]表10-6）得材料弹性影响系数ZE＝189.8MPa

（2）由[1]图10-30选取区域系数ZH=2.433，小齿轮做悬臂布置；

由[1]表10-7选取齿宽系数Φd＝0.5.7

（3）应力循环系数取j=1，所以

（4）由[1]图10-19查得，接触疲劳寿命系数KHN1=0.92，KHN2=0.96.

（5）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,

（6）计算疲劳强度许用应力，取安全系数S=1，

（7）计算小齿轮传递的转矩

T1=9.55×106Px/nx=47.75N.mm

3.计算

（1）试算小齿轮分度圆直径

（2）计算圆周速度

（3）计算齿数b及模数

.

b=Φdd1t=0.5×5.51＝2.76mm

mnt=d1tcosβ/Z1=5.51×cos14o/20=0.27

h=2.25mnt=2.25×0.27mm=0.61mm

b/h=2.76/0.61=4.54

（4）计算纵向重合度εβ＝0.318×Φd×Z1×tanβ=0.318×0.5×20×tan14o=0.79

（5）计算载荷系数K，查[1]表10-2，得使用系数KA=1，根据v=0.027m/s，7级精度，由[1]图10-8查得，动载系数Kv=1.01，由[1]表10-4查得KHβ的计算公式：

KHβ=1.12+0.18（1+0.67Φd2）Φd2+0.23×10-3×b，所以KHβ=1.12+0.18×（1+0.67×0.5²）×0.5²+0.23×10-3×2.76=1.17，由b/h=4.54，由[1]图10-13，查得KFβ=1.12，由[1]表10-3，查得KHα=KFα=1.2，故载荷系数K=KAKvKHαKFα=1.45，按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t（K/Kt）（1/3）=5.51×（1.45/1.6）（1/3）=5.33mm

（6）计算模数mn=d1×cosβ/Z1==0.26mm

4.按齿根弯曲强度设计

（1）计算载荷系数，K=KA×Kv×KFα×KFβ=1.45

（2）根据纵向重合度εβ＝0.79，由[1]图10-28查得，螺旋角影响系数Yβ=0.35

（3）计算当量齿数：

Zv1=Z1/cos3β=20/cos314°=21.9

Zv2=Z2/cos3β=50/cos314°=43.8

（4）由[1]表10-5查出，YFa1=2.8，YSa1=1.55，YFa2=2.4，YSa2=1.67.

因为小齿轮弯曲极限强度σFE1=500MPa，大齿轮σFE2＝380MPa，由[1]图10-18得，弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.87，取安全系数S=1.4

（5）计算大、小齿轮

并加以比较

取大齿轮数据

2）.设计计算mn>={2×1.584×87.5×0.35×0.01639×（cos14°）2/（0.5×202×1.56）}（1/3）＝0.169mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算得法面模数，取mn＝1mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径d1=20mm

4．几何尺寸计算

中心距a=（Z1+Z2）mn/（2×cosβ）=（＝30.9mm所以圆整为31mm

按圆整后的中心距修正螺旋角β＝arccos[（Z1+Z2）mn/2a]=arcos[（20+40）/（2*31）=14.6o,因β值改变不多，故参数εα、Kβ、ZH等不必修正

计算大、小齿轮分度圆直径

d1=Z1mn/cosβ=20/cos14.6o=24.67mm

d2=Z2mn/cosβ=40/cos14.6o=41.33mm

计算齿轮宽度b=Φdd1=0.5×25＝13mm所以取B2=15mm,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=15mm

2）等效传动惯量计算（不计传动效率）

Jg1=（πd14b1ρ）／32={[π（2.07）4×1.3×7.85×10-3]／32}×10-4kg.m2=0.018×10-4kg.m2

式中钢密度ρ=7.85×103kg/cm3

同理,大齿轮转动惯量Jg2=0.247×10-4kg.m2

由[3]表3-13初选滚珠丝杠CDM2005-2.5,导程为5mm，d0=20mm，额定动载荷7988N，l=500mm

滚珠丝杠转动惯量Js=（πd04lρ）／32={[π

（2）4×50×7.8×103]／32}×10-4kg.m2=6.1×10-5kg.m2

拖板及工作物重折算到电机轴上的转动惯量,拖板及工作物重之和约为22kg（计算具体见导轨选型与计算）

Jw=（w/g）×（tsP／2π）2÷i2=23×（0.5／2π）2÷（2.5）2×10-4kg.m2=5.57×10-5kg.m2

因此,折算到电机轴上的等效转动惯量Je

Je=Jg1+Jw+（Jg2+Js）÷i2=0.945×10-4kg.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）=[（55+0.005×50）×0.005]/（2π×0.8×2.5）=0.11N.m

Mf=（FftsP）/（2πηi）=（μWtsP）/（2πηi）=（0.005×23×9.8×0.005）/（2π×0.8×2）=5.47×10-4N.m

上述式中η—丝杠预紧时的传动效率取η=0.8

nmax=（vmax/δ）×（α/360°）=（1500/0.005）×（0.72/360）=150r/min

取起动加速时间tα=0.03s

初选电动机型号90BF006,矩频特性如下图所示,其最大静转矩Mjmax=2.25N.m,转动惯量Jm=1.76×10-4kg．m2,fm=2400Hz.

故

M0=（Fp0tsp）÷（2πηi）×（1-η02）=（1/3Fxtsp）÷（2πηi）×（1-η02）=[（1/3）×220×0.005]÷（2π×0.8×2）×[1-（0.964）2]=2.58×10-4N.m

式中Fp0—滚珠丝杠预加负荷,一般取Fx/3

Fx—进给牵引力（N）

η0—滚珠丝杠未预紧时的传动效率,取0.964（计算见后）

J=（Je+Jm）=0.945×10-4kg．m2+1.8×10-4kg.m2=2.745×10-4kg.m2

Mα=（Je+Jm）（2πnmax）/（60tα）=0.575N.m

Mq=Mαmax+Mf+M0=0.575N.m

Mc=Mt+Mf+M0=0.113N.m

Mk=Mf+M0=3.127×10-3N.m

从计算可知,Mq最大,作为初选电动机的依据.

Mq/Mjmax=0.26<0.9满足所需转矩要求.

4）步进电机动态特性校验

Je/Jm=0.2267/1.8=0.13<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=2257.8Hz

步进电机工作时空载起动频率和切削时最大工作频率

fq=vmax/（60δ）=1500/（60×0.005）=5000>fL

fc=v1max/（60δ）=300/（60×0.005）=1000

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.

四X轴机械结构总体设计计算

1.X轴滚珠丝杠设计计算

（1）滚珠丝杠副的结构类型

滚珠循环方式

由[3]表3-1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3-2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

由[3]表3-3查得,采用丝杠直径20mm,导程为5mm

（3）滚珠丝杠长度确定

丝杠有效行程由[3]表3-4查得le=20mm，lv=行程+丝杠螺母长度

Lv=160+80=240mm，lu=lv+le=240+20=260mm，为留有一定的安装余量，取lu=450mm

（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[3]表3-6查得,采用一端固定一端游动（F-S）支承形式.支承中心矩约为430mm。

（5）滚珠丝杠副的选择

最大工作载荷Fm的计算

工作台受到进给方向载荷Fx=220N，横向载荷Fy=220N，垂直方向载荷Fz=22kg×10N=220N。

按矩形导轨导轨进行计算，查[4]中表3-29，取颠覆力矩影响系数K=1.1，滚动导轨上的摩擦系数μ=0.005.求得滚珠丝杠副的最大工作载荷：

Fm=KFx+μ（Fy+Fz）=1.1×220+0.005×（220+220）N=244,2N

n=1.5/0.005=300r/min

取滚珠丝杠寿命T=15000h，代入L0=60nT/106得，L0=270（106r）

查表[4]3-30，取载荷系数fw=1.2，滚道硬度为60HRC时，取硬度系数fH=1.0，则FQ=L0（1/3）fwfHFm=1894N

由导程δ=5mm，FQ=1894N，查表[4]3-31，初选CDM2005-2.5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20mm，导程为5mm，精度等级取5级，额定动载荷为7988N。

（6）滚珠丝杠副校核

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450mm

f1--丝杠支承方式系数,F-S取2

d2--丝杠螺纹底径,取16.2mm

K1——安全系数，取1/3

Fn12×103N>Fmax=61.877N

临界转速

ncr=9910（f22d2）/Lc2

式中f2--丝杠支承方式系数,F-S取3.927.

Lc--临时转速计算长度.Lc=0.05m.d2--丝杠螺纹底径,取0.0162m

ncr=9906r/min>nmax.

同时验算丝杠另一个临界值d0n=20×1125=22500<70000

滚珠丝杠未预紧时的传动效率η0计算

tsp=5mm，d0=20mm代入丝杠螺旋升角λ=arctan[tsp/（лd0）]，得λ=4°33′，将摩擦角φ=10′代入η0=tanλ/tan（λ+φ）,得η0=0.964.

轴承选择校核

由[1]表6-6选角接触球轴承7001C.

校核（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）导轨承受重量计算

由[3]附录四表3-23可得，对于250mm×180mm的工作台，其质量小于5kg，厚度为7mm，质量m=ρV=7800×0.25×0.18×0.01kg=3.5kg，故托板重量可取4kg，工作台尺寸250mm×180mm，行程为160mm×110mm。

则基本长度为250+160mm=410mm，180+110mm=270mm，丝杠+导轨+工作台约为9kg，再加工作物重13kg，可得下导轨所承受的重量约为22kg

2）滚动导轨副的计算验证

①滑块承受载荷Fmax的计算，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Fmax=23/4×9.8N=56.35N。

查[4]中表3-41，KL系列的JSA-LG15型号的直线滚动导轨副额定动载荷Ca=7.94kN>Fmax,额定静载荷Ca=9.5kN>Fmax，满足条件。

②距离额定寿命L的计算

JSA-LG15型号的直线滚动导轨副的滚道硬度为60HRC，工作温度不超过100℃，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[4]表3-36～表3-40，分别取硬度系数fH=1.0、温度系数fT=1.00、接触系数fc=0.81，精度系数fR=0.9，载荷系数fw=1.5，代入[4]中式3-33，得距离寿命：

L=[fHfTfcfRCa/（fwFmax）]3×50=16000km，满足其期望值50km，故距离额定寿命满足要求。

综上，所选导轨满足要求。

（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

Y参数选定与计算

vy=1.25m/min=0.0208m/s，Fy=220N，Py=Fyvy=4.58W

1）脉冲当量选择

初选五相电机，按五相五拍工作时，步矩角α=0.72°,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）=0.72×5／（360×0.01）=1

由i确定用刚性联轴器.

2）等效传动惯量计算（不计传动效率）

式中钢密度ρ=7.8×103kg/cm3

由[3]表3-13初选滚珠丝杠CDM2005-2.5,得到d0=20mm,l=400mm

滚珠丝杠转动惯量Js=（πd04lρ）／32={[π

（2）4×40×7.8×103]／32}×10-4kg.m2=4.9×10-5kg.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及丝杠重之和约为22kg

Jw=（w/g）×（tsP／2π）2÷i2=22×（0.5／2π）2÷

（1）2×10-4kg.m2=1.39×10-5kg.m2

因此,折算到电机轴上的等效转动惯量Je

Je=Jw+Js=1.39×10-5+4.9×10-5=6.29×10-5kg.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）=[（220+0.005×220）×0.005]/（2π×0.8×1）=0.22N.m

Mf=（FftsP）/（2πηi）=1.094×10-3N.m

上述式中η—丝杠预紧时的传动效率取η=0.8

nmax=（vmax/δ）×（α/360°）=（2000/0.01）×（0.72/360）=400r/min

取起动加速时间tα=0.03s

初选电动机型号90BF006,矩频特性如下图所示,其最大静转矩Mjmax=2.25N.m,转动惯量Jm=1.764×10-4kg．m2,fm=2400Hz.

故

M0=（Fp0tsp）÷（2πηi）×（1-η02）=（1/3Fytsp）÷（2πηi）×（1-η02）=[（1/3）×2200×0.005]÷（2π×0.8×1）×[1-（0.964）2]=5.16×10-3N.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0.964

J=（Je+Jm）=2.745×10-4kg.m2

Mα=（Je+Jm）（2πnmax）/（60tα）=0.24N.m

Mq=Mαmax+Mf+M0==0.246N.m

Mc=Mt+Mf+M0=0.226N.m

Mk=Mf+M0=6.25×10-3N.m

从计算可知,Mq最大,作为初选电动机的依据.

Mq/Mjmax=0.246/2.25=0.109<0.9满足所需转矩要求.

4）步进电机动态特性校验

Je/Jm=0.95/1.8=0.5<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=2081Hz

步进电机工作时空载起动频率和切削时最大工作频率

fq=vmax/（60δ）=1250/（60×0.01）=2083>fL

fc=v1max/（60δ）=250/（60×0.01）=417

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.

2.Y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。

主要有两种常用联轴器，刚性套筒式联轴器和挠性联轴器。

T1=95.5×105Py/ny=17.4N.mm

由（[1]表14-1）得工作情况系数KA＝1.5，转矩Tca=KAT1=1.5*39.9=59.85N.mm,电动机输出轴直径d=9mm,滚珠丝杠直径为20mm，该处选用有弹性元件的挠性联轴器LT1，这类联轴器因装有弹性元件，不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲减振能力。

LT1型联轴器公称转矩T0=6.3N.m>T1，许用转速n=8800r/min>400r/min。

轴孔直径有8mm,9mm,10mm,11mm,12mm,14mm.所以要对丝杠一端进行加工（丝杠留有一定的余量）。

六Y轴机械结构总体设计计算

1.Y轴滚珠丝杠设计计算

（1）滚珠丝杠副的结