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1、1.1概述1.1.1技术要求 工作台、工件和夹具的总重量=860kg（所受的重力W =8600N），其中，工作台的质量=460kg（所受的重力=4600N）；工作台的最大行程=560mm；工作台快速移动速度=15000；工作台采用滚动直线导轨，导轨的动摩擦系数=0.01,静摩擦系数=0.01；工作台的定位精度为25，重复定位精度为18；机床的工作寿命为20000h（即工作时间为10年）。机床采用伺服主轴，额定功率=5.5，机床采用端面铣刀进行强力切削，铣刀直径D=100mm，主轴转速n=280，切削状况如表2-1所示。 表2-1数控铣床的切削状况切削方式进给速度/（）时间比例/（%）备注强力切

2、削0.610主电动机满功率条件下切削一般切削0.830粗加工精加工切削150精加工快速进给15空载条件下工作台快速进给1.1.2总体方案设计为了满足以上技术要求，采取以下技术方案。（1） 对滚珠丝杠螺母进行预紧；（2） 采用伺服电动机驱动；（3） 采用锥环套筒联轴器将伺服电动机与滚珠丝杆直连；（4） 采用交流调频主轴电动机，实现主轴的无级变速。1.2设计计算1.2.1主切削力及其切削分力计算（1）计算主切削力。 根据已知条件，采用端面铣刀在主轴计算转速下进行强力切削（铣刀直径D=100mm）时，主轴具有最大扭矩，并能传递主电动机的全部功率。此时，铣刀的切削速度为 若主传动链的机械效率，按式可计

3、算主切削力：（2）计算各切削分力。 根据数控技术课程设计表2-1可得工作台纵向切削力、横向切削力和垂向切削力分别为表1-2 工作台工作载荷与切向铣削力的经验比值切削条件比值对称端铣不对称端铣逆铣顺铣端铣1.2.2导轨摩擦力的计算（1）按数控技术课程设计（2-8a）式计算在切削状态下的导轨摩擦力。 、-主切削力的横向切削分力（N）和垂向切削分力（N）； W-坐标轴上移动部件的全部重量（包括机床夹具和工件的重量，N）； -摩擦系数,对于帖塑导轨，=0.15；对于滚动 直线导轨，=0.01，本设计为滚动导轨，取=0.01； -镶条紧固力（N）,查数控技术课程设计表2-3得镶条紧固力,则 表2-3镶条

4、紧固力推荐值导轨形式主电动机功率/kw2.23.75.57.51118贴塑滑动导轨50080015002000250030003500滚动直线导轨254075100125150175（2） 按数控技术课程设计（2-9a）式计算在不切削状态下的导轨摩擦力和导轨静摩擦力1.2.3计算滚珠丝杆螺母副的轴向负载力（1）按数控技术课程设计（2-10a）式计算最大轴向负载力（2）按数控技术课程设计（2-11a）式计算最小轴向负载力1.2.4滚珠丝杆的动载荷计算与直径估算1）确定滚珠丝杆的导程根据已知条件，取电动机的最高转速，则由数控技术课程设计（2-16a）式得：2）计算滚珠丝杆螺母副得平均转速和平均载荷

5、（1）估算在各种切削方式下滚珠丝杆的轴向载荷。将强力切削时的轴向载荷定为最大轴向载荷，快速移动和钻镗定位时的轴向载荷定为最小轴向载荷。一般切削（粗加工）和精细切削（精加工）时，滚珠丝杆螺母副的轴向载荷、分别可按下列公式计算：，并将计算结果填入表2-4。表2-4 数控铣床滚珠丝杆的计算轴向载荷/N时间比例/（）1328.18一般切削（粗加工）352.39精细加工（精加工）153.39快移和定镗定位86.75（2） 计算滚珠丝杆螺母副在各种切削方式下的转速（3）计算滚珠丝杆螺母副的平均转速 （4） 按式计算滚珠丝杆螺母副的平均载荷。得1.2.5确定滚珠丝杆预期的额定动载荷（1）按预定工作时间估算。

6、查表2-5得载荷性质系数。已知初步选择的滚珠丝杆的精度等级为2级，查表2-6得精度系数。查表2-7得可靠性系数，则表2-5 载荷性质系数载荷性质无冲击（很平稳）轻微冲击伴有冲击或振动11.21.21.51.52表2-6 精度系数精度等级1、2、34、570.90.7 表2-7 可靠性系数可靠性/（）9095969798990.620.530.440.330.21（2） 因对滚珠丝杆螺母副将实施预紧，所以可估算最大轴向载荷。查表2-8得欲加动载荷系数，则表2-8 欲加动载荷系数欲加载荷类型轻预载中预载重预载6.74.53.4（3）确定滚珠丝杆预期的额定动载荷。取以上两种结果的最大值，即1.2.6

7、按精度要求确定允许的滚珠丝杆的最小螺纹底经（1）根据定位精度和重复定位精度的要求估算允许的滚珠丝杆的最大轴向变形。已知工作台的定位精度为25，重复定位精度为18，根据公式定位精度和重复定位精度以及定位精度和重复定位精度的要求，得取上述计算结果的较小值，即。（2）估算允许的滚珠丝杆的最小螺纹底经。本机床工作台（X）轴滚珠丝杆螺母副的安装方式拟采用两端固定式。滚珠丝杆螺母副的两个固定支承之间的距离为L=行程+安全行程+2余程+螺母长度+支承长度（1.21.4）行程+（2530）。取又=86.75N，由式得1.2.7初步确定滚珠丝杆螺母副的规格型号根据计算所得的、，初步选择FF型内循环垫片预紧螺母式

8、滚珠丝杆螺母副FF3210-3,其公称直径、基本导程、额定动载荷和丝杆底径如下：故满足式，的要求。1.2.8确定滚珠丝杆螺母副的预紧力1.2.9计算滚珠丝杆螺母副的目标行程补偿值和预拉伸力（1） 计算目标行程补偿值（1）按式计算目标行程补偿值 其中-目标行程补偿值；-温度变化值（），一般情况下为23；-丝杆的线膨胀系数（1/）,一般情况下为；-滚珠丝杆副的有效行程。已知温度变化值，丝杆的线膨胀系数，滚珠丝杆副的有效行程故（2）按式计算滚珠丝杆的预拉伸力。已知滚珠丝杆螺纹底径,滚珠丝杆的温度变化值，则1.2.10确定滚珠丝杆螺母副支承用轴承的规格型号（1）按式计算轴承所承受的最大轴向载荷。（2）

9、计算轴承的预紧力（3） 计算轴承的当量轴向载荷（4）按式计算轴承的基本额定动载荷。已知轴承的工作转速,轴承所受的当量轴向载荷,轴承的基本额定寿命。轴承的径向载荷和轴向载荷分别为 因为，所以查表2-9得，径向系数X=1.9，轴向系数Y=0.54，故表2-9 载荷系数组合列数2列3列4列承载列数1列组合形式DFDTDFDDTDDFTDFFDTTX1.9-1.432.331.172.53Y0.540.770.350.890.260.920.021.0（5）确定滚动轴承的规格型号由于滚珠丝杆螺母副拟采取预拉伸措施，所以选用60角接触球轴承组背对背安装。由于滚珠丝杆的螺纹底径为27.3mm，所以选择轴承

10、的内径为25mm。在滚珠丝杆的两个固定端均选择角接触球轴承两件一组背对背安装，组成滚珠丝杆的两端固定支承方式。轴承的型号为760205TNI/P4DFB,尺寸（内径外径宽度）为25mm52mm15mm，选择脂润滑。该轴承的预载荷能力为1250N，大于计算所得的轴承预紧力.并在脂润滑状态下的极限转速为2600r/min,等于滚珠丝杆的最高转速，故满足要求。该轴承的额定动载荷为=22000N，而该轴承在20000h工作寿命下的基本额定动载荷=13985.1N,也满足要求。1.3滚珠丝杆螺母副的承载能力校验1.3.1滚珠丝杆螺母副临界压缩载荷的校验本工作台的滚珠丝杆支承方式采用预拉伸结构，丝杆始终受

11、拉而不受压，因此，不存在压杆补稳定问题。1.3.2滚珠丝杆螺母副临界转速的校验根据以上的计算可得滚珠丝杆螺母副临界转速的计算长度=797.5mm。已知弹性模量，材料密度，重力加速度，安全系数。查参考文献表2-44得。滚珠丝杆的最小惯性矩为滚珠丝杆的最小截面积为故可由式 得 本丝杆螺母副的最高转速为1500，远远小于其临界转速，故满足要求。 表2-44 与支撑方式有关的系数 支撑方式 f一端固定一段自由F-O0.251.875一端固定一段游动F-S23.92715.1 二段固定F-F44.7321.91.3.3滚珠丝杆螺母副额定寿命的校验滚珠丝杆螺母副的寿命，主要是指疲劳寿命。它是指一批尺寸、规格、精度相同的滚珠丝杆在相同的条件下回转时，其中90不发生疲劳剥落的情况下运转的总转速查参考文献附录A表A-3得滚珠丝杆的额定动载荷，运转条件系数，滚珠丝杆的轴向载荷,滚珠丝杆螺母副转速,由式，得， 一般来讲，在设计数控机床时，应保证滚珠丝杆螺母副的总时间寿命故满足要求。1.4传动系统的刚度计算1.4.1机械传动系统刚度计算（1）计算滚珠丝杆的拉压刚度。本工作台的丝杆支承方式为两