《立式數(shù)控銑床進給傳動系統(tǒng)設計說明書.pdf》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《立式數(shù)控銑床進給傳動系統(tǒng)設計說明書.pdf（13頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。
1、立式數(shù)控銑床進給傳動系統(tǒng)設計 1.概述 1.1技術要求 工作臺、工件和夾具的總質(zhì)量 m=918kg，其中，工作臺的質(zhì)量 510kg；工作臺的最大行 程Lp=600 m?工作臺快速移動速度18000mm/min；工作臺采用貼塑導軌，導軌的動摩擦系數(shù) 為 0.15，靜摩擦系數(shù)為 0.12；工作臺的定位精度為 30μm，重復定位精度為 15μm；機床的 工作壽命為 20000h（即工作時間為 10 年）。機床采用主軸伺服電動機，額定功率為 5.5kw， 機床采用端面銑刀進行強力切削，銑刀直徑125m，主軸轉(zhuǎn)速310r/min。切削狀況如下： 數(shù)控銑床的切削狀況 切削方式 進給速度 時間比例（%） 備
2、注 強力切削 0.6 10 主電動機滿功率條件下切削 一般切削 0.8 30 粗加工 精加工切削 1 50 精加工 快速進給 20 10 空載條件下工作臺快速進給 1.2總體設計方案 為了滿足以上技術要求，采取以下技術方案： （1） 工作臺工作面尺寸（寬度長度）確定為400mm1200mm。 （2） 工作臺導軌采用矩形導軌，在與之相配的動導軌滑動畫面上貼聚四氟乙烯導軌板。同 時采用斜鑲條消除導軌導向面的間隙，在背板上通過設計偏心輪結(jié)構(gòu)來消除導軌背面 與背板的間隙，并在與工作臺導軌相接觸的斜鑲條接觸面上和背板接觸面上貼膜。 （3） 對滾珠絲杠螺母副采用預緊，并對滾珠絲杠進行拉伸預。 （4） 采用
3、伺服電動機驅(qū)動。 （5） 采用膜片彈性聯(lián)軸器將伺服電動機與滾珠絲杠連接。 2.滾珠絲杠螺母副的選型和計算 2.1主切削力及其切削分力計算 （1）計算主切削力Fz。 根據(jù)已知條件，采用端面銑刀在主軸計算轉(zhuǎn)速下進行強力切削（銑刀直徑D=125m）， 主軸具有最大扭矩，并能傳遞主電動機的全部功率，此時銑刀的切削速度為：（已知機床主電 動機的額定功率 m P 為5.5kw，主軸計算轉(zhuǎn)速n=310r/min。） 根據(jù)公式得刀具的切削速度為： s m s m Dn v / 03 . 2 / 60 310 10 125 14 . 3 60 3 = = = - p 取機床的機械效率為： 8 .
4、 0 m = h ，則由式得主切削力： N N v F z 49 . 2167 10 03 . 2 5 . 5 8 . 0 10 P 3 3 E m = = = h （2）計算各切削分力 工作臺的縱向切削力、橫向切削力和垂向切削力分別為 1192.12N 2167.49 55 . 0 55 . 0 F 2059.12N 2167.49 5 9 . 0 5 9 . 0 F N 867 49 . 2167 4 . 0 0.4F F V C z 1 = = = = = = = = = z z F F 2.2導軌摩擦力的計算 在切削狀態(tài)下坐標軸導軌摩擦力 m F 的計
5、算可以查課程設計指導書： （1）根據(jù)式（28a）計算在切削狀態(tài)下的導軌摩擦力 m F 。此時導軌動摩擦系數(shù) 15 . 0 = m ，查 表23得鑲條緊固力 N 150 f g = ,則 ( ) ( ) 2060.69N N 12 . 192 12 . 2059 150 900 15 . 0 F f c = + + + = + + + = v g F W F m m （2）按式（29a）計算在不切削狀態(tài)下的導軌摩擦力 0 m F 和 0 F ( ) ( ) N 1260 150 900 0.12 ) f (W F 1575N 150 900 15 . 0 f g 0 0
6、 0 0 = + = + = = + = + = = ） （ m m m g W F F 2.3計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力 （1）按式（210a）計算最大軸向負載力 amax F N N F F F 69 . 2929 ) 69. 2062 867 ( 1 max a = + = + = m （2）按式（211a）計算最小軸向負載力 min F N F F 1575 0 min a = = m 2.4滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算 1）確定滾珠絲杠的導程 根據(jù)已知條件取電動機的最高轉(zhuǎn)速 min / r 1800 n max = 得： mm 10 mm 1800 1
7、 18000 in v max max 0 = = = L 2）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速和平均載荷 （1）各種切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷。 強力切削時的軸向載荷定為最大軸向載荷，快速移動和鉆鏜定位時的軸向載荷定為最小 軸向載荷。一般切削（粗加工）和精細切削（精加工）時，滾珠絲杠螺母副的軸向載荷分別 可按下式計算： min min 3 max min % 5 , % 20 a a a a Z FFFFFF + = + = 并將計算結(jié)果填入表2 表 2 數(shù)控銑床滾珠絲杠的計算 切削方式 軸向載荷/N 進給速度 /(m/min) 時間比例 /(%) 備注 強力切削 2929.69
8、 6 . 0 1 = v 10 max 1 a FF = 一般切削（粗加工） 2160.94 8 . 0 2 = v 30 max min 2 % 20 a a FFF + = 精細切削（精加工） 1721.48 1 3 = v 50 max min 3 % 5 a a FFF + = 快移和鏜鉆加工 1575 max 4 v v = 10 max 4 a FF = （2）計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉(zhuǎn)速 i n 。 min / 150 min / 10 10 15 min / 10 min / 10 10 1 min / 80 min
9、 / 10 10 8 . 0 min / 60 min / 10 10 6 . 0 3 0 4 4 3 0 3 3 3 0 2 2 3 0 1 1 r r L v n r r L v n r r L v n r r L v n = = = = = = = = = = = = - - - - （3）按式（2-17）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速 m n 。 min / 230 min / ) 15010 10 10 10 50 80 10 30 60 10 10 ( 10 10 10 2 2 1 1 r r n q nqnqn m n m = + + + =
10、+ + + = L （4）按式（2-18）計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷 m F N N q n n F n n F q n n F F n m n n m m m 15 . 1757 10 10 230 150 1575 10 50 230 10 48 . 1721 10 30 230 80 94 . 2160 10 10 230 60 69 . 2929 10 10 3 3 3 3 3 3 3 2 3 2 1 1 31 = + + + = + + + = L 3)確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 am C （1）按預定工作時間估算。查表 2-28 得載荷性
11、質(zhì)系數(shù) w f =1.3。已知初步選擇的滾珠絲杠的 精度等級為2級， 查表2-29得精度系數(shù) a f=1， 查表2-30得可靠性系數(shù) c f=0.44， 則由式 （2-19） 得 mw 3 am mh ac Ff C=60nL 10ff N 49 . 3801 4 . 0 1 10 3 . 1 15 . 1757 200 230 60 3 = = （2）因?qū)L珠絲杠螺母副將實施預緊，所以可按式（2-21）估算最大軸向載荷。查表2-31 得預加載荷系數(shù) e f=4.5，則 N N F C 61 . 13183 69 . 2929 5 . 4 f amax e am =
12、 = = （3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 am C 。 取以上兩種結(jié)果的最大值， am C ＝33801.49 N。 4）按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 2m d （1）根據(jù)定位精度和重復定位精度的要求估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形。 已知工作臺的定位精度為30 m m ，重復定位精度為15 m m ，根據(jù)式（2-23）、式（2-24） 以及定位精度和重復定位精度的要求，得 max1 1 =~ 2 d 1 （ ） 3 15 m m ＝（5~10） m max2 1 ~ 5 d = 1 （ ） 4 30 m m ＝（6~7.5） m m 取上述計算結(jié)果的較小值
13、，即 max d =5 m m 。 （2）估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 2m d 。 本機床工作臺（X軸）滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用兩端固定方式。 滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為 L＝行程+安全行程+2余程+螺母長度+支承長度 ≈（1.2~1.4）行程+（25~30） 0 L 取L＝1.4行程+30 0 L ≈（1.4600+3010）mm＝1140mm 又 0 F =1260N，由式（2-26）得 m m L F d m 9 . 20 5 140 1260 039 . 0 039 . 0 max 0 2 = = d 5）初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 根
14、據(jù)計算所得的 0 L 、 am C 、 2m d ，初步選擇 FFZD 型內(nèi)循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母 副 FFZD4010-5（見本書附錄 A表 A-3），其公稱直徑 0 d 、基本導程 0 L 、額定動載荷 a C和絲杠 直徑 2 d 如下： 0 d =40mm， 0 L =10mm a C=46500N＞ am C =33801.49N 2 d =34.3mm＞ 2m d =20.9mm 故滿足式（2-27）的要求。 6）由式（2-29）確定滾珠絲杠螺母副的預緊力 p F p max 1 1 F=F 3 3 =2929.69N＝976.56N 7）計算滾珠絲杠螺母副的目標行
15、程補償值與預緊拉力 （1）按式（2-31）計算目標行程補償值 t d 。 已知溫度變化值△t=2℃，絲杠的膨脹系數(shù)α= 6 1110 - m m /℃，滾珠絲杠螺母副的有效行程 u L ＝工作臺行程+安全行程+2余程+螺母長度 ＝（600+100+220+146）mm＝886mm 故 t d ＝11△t u L 6 10 ＝112886 6 10 mm＝0.02mm （2）按式（2-32）計算滾珠絲杠的預拉伸力 t F 。 已知滾珠絲杠螺紋底徑 2 d =34.3mm，滾珠絲杠的溫升變化值△t=2℃，則 2 2 t 2 F=1.81td1.81234.3N4258.89N D=
16、 = 8）確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號 （1）按式（2-33）計算軸承所承受的最大軸向載荷 Bmax F 。 N F F B 4 . 5723 69 . 2929 2 1 59 . 4258 F 2 1 amax t max = + = + = （2）計算軸承的預緊力 Bp F 。 N F F B BP 81 . 1907 4 . 5723 3 1 3 1 max = = = （3）計算軸承的當量軸向載荷 Bam F 。 N F F BP B 95 . 3664 15 . 1757 81 . 1907 F m am = + = + = （4）按式（2-15）
17、計算軸承的基本額定動載荷C。 已知軸承的工作轉(zhuǎn)速n= m n =230r/min，軸承所承受的當量軸向載荷 Bam F =3664.95N，軸承 的基本額定壽命L=20000h。軸承的徑向載荷 r F 和軸向載荷 a F 分別為 N 48 . 1832 5 . 0 95 . 364 60 cos 0 am r = = = B F F N 5 . 318 87 . 0 95 . 364 60 sin F F 0 Bam a = = = 因為 17 . 2 74 . 1 48 . 1832 5 . 3188 F F r a < = = ，所以查表2-25得，徑向系數(shù)X=1.9，軸向
18、系數(shù)Y=0.54， 故 N 51 . 5203 51 . 3188 54 . 0 48 . 1832 9 . 1 XF P a r = + = + = YF N 3879 200 230 60 10 51 . 5203 60nL 10 P C 3 3 h = = = （5）確定軸承的規(guī)格型號。 因為滾珠絲杠螺母副擬采取預拉伸措施，所以選用 60角接觸球軸承組背對背安裝，以 組成滾珠絲杠兩端固定的支承形式。由于滾珠絲杠的螺紋底徑 2 d 為34.3mm，所以選擇軸承的 內(nèi)徑d為30mm，以滿足滾珠絲杠結(jié)構(gòu)的需要。 在滾珠絲杠的兩個固定端均選擇國產(chǎn) 60角接觸球軸承兩件一組背對
19、背安裝，組成滾珠 絲杠的兩端固定支承方式。軸承的型號為 760306TNI/P4DFB，尺寸（內(nèi)徑外徑寬度）為 30mm72mm19mm，選用脂潤滑。該軸承的預載荷能力 BP F為2900N，大于計算所得的軸承預 緊力 BP F =1939.62N。并在脂潤滑狀態(tài)下的極限轉(zhuǎn)速為 1900r/min，高于滾珠絲杠的最高轉(zhuǎn)速 max n =2000r/min，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為C=34500N，而該軸承在 20000h 工作 總壽命下的基本額定動載荷C=34395N，也滿足要求。 3.工作臺部件的裝配圖設計 將以上計算結(jié)果用于工作臺部件的裝配圖設計。 4.滾珠絲杠螺母副的承載能力校
20、驗 4.1滾珠絲桿螺母副臨界壓縮載荷的校驗 工作臺的滾珠絲桿支承方式采用預拉伸結(jié)構(gòu)，絲杠始終受拉而不受壓。因此，不存在壓 桿不穩(wěn)定問題。 4.2滾珠絲桿螺母副臨界轉(zhuǎn)速 c n 的校驗 根據(jù)圖可得滾珠絲桿螺母副臨界轉(zhuǎn)速的計算長度 2 L =837.5mm。已知彈性模量 E= 5 10 1 . 2 MPa，材料密度 5 10 8 . 7 g 1 - = r N/ 3 mm ，重力加速度9.8，安全系數(shù) 1 K =0.8。由表 2-44查得 73 . 4 = l 滾珠絲桿的最小慣性矩為 4 4 4 4 2 mm 67909 mm 3 . 34 64 14 . 3 d 64 =
21、 = = p I 滾珠絲桿的最小截面積為 2 2 2 2 2 mm 54 . 923 mm 3 . 34 4 14 . 3 d 4 = = = p A 故可由公式得： 923.54 10 7.8 10 9.8 67909 10 2.1 837.5 3.14 2 4.73 60 0.8 A EI L 2 60 K n 5 3 5 2 2 2 2 2 1 c = = r p l r/min=10738.5r/min 本工作臺滾珠絲桿螺母副的最高轉(zhuǎn)速為1800r/min，遠遠小于其臨界轉(zhuǎn)速，故滿足要求。 4.3滾珠絲桿螺母副額定壽命的校驗 滾珠絲桿螺母副的壽命，
22、主要是指疲勞壽命。它是指一批尺寸、規(guī)格、精度相同的滾珠 絲杠在相同的條件下回轉(zhuǎn)時，其中90%不發(fā)生疲勞剝落的情況下運轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)速。 查附錄 A 表 A-3 得滾珠絲桿額定動載荷 46500 a = C N，運轉(zhuǎn)條件系數(shù) 2 . 1 f w = ，滾珠絲桿的動 載荷 69 . 2929 max a = = F F N，滾珠絲桿螺母副轉(zhuǎn)速n= 2000 n max = r/min 即： 21389h h 180 60 10 31 . 2 n 60 r 10 31 . 2 r 10 2 . 1 69 . 2929 4650 10 ) f F C ( 9 h 9 6 3 6 3
23、w a a = = = = = = L L L ） （ 一般來講，在設計數(shù)控機床時，應該保證滾珠絲桿螺母副的總時間壽命 h 20000 h L ，姑 滿足要求。 5.計算機械傳動系統(tǒng)的剛度 5.1機械傳動系統(tǒng)的剛度計算 (1)計算滾珠絲桿的拉壓剛度 S K 。 本工作臺的絲杠支承方式為兩端固定，當滾珠絲杠的螺母中心位于滾珠絲桿兩支承的中 心位置（a=L/2，L=1075mm）時，滾珠絲桿螺母副具有最小拉壓剛度 smin K ，計算為： m 72.31N/ m / 1075 3 . 34 10 6 . 6 d 10 6 . 6 2 2 2 2 2 smin m m =
24、 = = N L K 當 a= Y L =837.5mm 或 a= J L =237.5mm 時（即滾珠絲桿的螺母副中心位于行程的兩端位置 時），滾珠絲桿螺母副具有最大拉壓剛度 smax K 計算得： m / 14 . 1049 m / 237.5) (1075 237.5 4 1075 34.3 10 6.6 ) L (L 4 d 10 6 . 6 2 2 J 2 2 2 smax m m N N L L K J = = = (2)計算滾珠絲杠螺母副支撐軸承的剛度Kb。 已知軸承的接觸角=60?，滾動體直徑 Q d =7.144mm，滾動體個數(shù)Z=17,軸
25、承的最大軸向 工作載荷F max B = 5723.44N,由表2-45，表2-46得 K b = 42.34 3 5 max 2 sin b B Q F Z d = 42.34 N m N 49 . 167 / 60 sin 4 . 5723 17 14 . 7 3 0 5 2 = m (3)計算滾珠與滾道的接觸剛度K c 。 查附錄Ａ 表Ａ－３得滾珠與滾道的接觸剛度K=1585N/um，額定動載荷C a =46500N，滾 珠絲杠上所承受的最大軸向載荷F max a =2929.69N，故由式（2-46）得 K c =K（ a a CF1 . 0 max ) 3
26、 1 =1585( 4650 1 . 0 69 . 2929 ) 3 1 N/um=1358.79N/um (4) 計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度K。 由式（2-47a）得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為 0023 . 0 358.79 1 1 677.49 1 1 14 . 1049 1 1 1 1 1 max max = + + = + + = c b s K K K K故K max =440.53N/μm 由式（2-47b）得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為 0027 . 0 358.79 1 1 677.49 1 1 31 . 722 1 1 1 1 1 mi
27、n min = + + = + + = c b s K K K K故K min =370.37N/μm 5.2滾珠絲杠螺母副扭轉(zhuǎn)剛度的計算 由圖41可知， 扭矩作用點之間的距離L 2 = 945.5 m。 已知剪切模量G= 4 10 1 . 8 M pa, 滾珠絲杠的底徑d 2 = 3 10 3 . 34 - m。由式（248）得 K F = 2 2 4 32L G d p = 11635.35 Nm/rad 6.驅(qū)動電動機的選型與計算 6.1計算折算到電動機軸上的負載慣量。 (1)計算滾珠絲杠的轉(zhuǎn)到慣量J r 。 已知滾珠絲杠的密度r =7.810 3 - kg/cm
28、 3 ,由式(2-63)得: 2 2 4 4 4 3 1 4 3 1 4 . 43 . 21 . ) 2 . 5 5 . 2 9 . 100 4 9 . 8 3 2 ( 10 78 . 0 10 78 . 0 32 cm kg cm kg L D L D J n j j j n j j j r = + + = = = - = - = pr (2)計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量J 0 J 0 = 0.7810 3 - D 4 L =0.7810 3 - (6.6 4 -3 4 )8.2kg/cm 3 =11.62kg/cm 3 (3)折算到電動機軸上的移動部件的轉(zhuǎn)動慣
29、量 L J 的計算 已知機床執(zhí)行部件（即工作臺、工件和夾具）的總質(zhì)量 m=918kg，電動機每轉(zhuǎn)一圈，機 床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L=1cm，則由式（2-65）得 2 2 2 . 28 . 23 . ) 14 . 3 2 1 ( 918 2 cm kg cm kg L m J L = = = p (4)加在電動機軸上總的負載轉(zhuǎn)動慣量 d J 的計算 d J = R J + L J +J 0 =(21.43+11.62+23.28) 2 cm kg =56.33 2 cm kg 6.2計算折算到電動機軸上的負載力矩 (1)計算切削負載力矩T c 。 已知在切削狀態(tài)
30、下坐標軸的軸向負載力 F a =F max =2929.69N,電動機每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行 部件在軸向移動的距離L=10mm=0.01m,進給傳動系統(tǒng)的總效率η=0.90，由式（2-54）得 T c = ph 2 L F a = m N 90 . 0 14 . 3 2 01 . 0 69 . 2929 =5.18Nm (2)計算摩擦負載力矩T m 。 已知在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力）F 0 m =1575N，由式 （2-55）得T m = ph m 2 0 L F= 90 . 0 14 . 3 2 01 . 0 1575 Nm=2.79N
31、m (3)計算由滾珠絲杠得預緊而產(chǎn)生的附加負載力矩T f 。 已知滾珠絲杠螺母副的預緊力F p =976.56N， 滾珠絲杠螺母副的基本導程L 0 =10mm=0.01mm， 滾珠絲杠螺母副的效率 0 h =0.94，由式（2-56）得 T f= ( ) m N m N L F p .2 . 0 .) 94 . 0 1 ( 90 . 0 14 . 3 2 01 . 0 56 . 976 1 2 2 2 0 0 = - = -h ph 6.3 計算坐標軸折算到電動機軸上的各種所需力矩 （1）計算線性加速度力矩T 1 a 。 已知機床執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的最高轉(zhuǎn)速
32、n max =1800r/min，電動機的轉(zhuǎn)動 慣量 J m =62kgcm 2 ，坐標軸的負載慣量 J d =56.33kgcm 2 ，進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益 k s =20 z H ，加速時間 a t = s k 3 = 20 3 s=0.15s，由式（2-58）得 ( )( ) m N cm kgf cm kgf e e J J t n T a s t k d m a a .12 . 14 . 072 . 144 . ) 1 ( ) 33 . 56 62 ( 15 . 0 980 60 1800 14 . 3 2 1 980 60 2 15 . 0 20 max
33、 1 = = - + = - + = - - p （2）計算階躍加速力矩。 已知加速時間 s s k t s a 05 . 0 20 1 1 = = = ，由式（2-59）得 ( ) m N cm kgf cm kgf J J t n T d m a ap .59 . 44 . 97 . 454 . ) 33 . 56 62 ( 15 . 0 980 60 1800 14 . 3 2 980 60 2 max = = + = + = p （3）計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩。 1)按式(2-61)計算線性加速時空載啟動力矩 q T
34、 m N m N T T T T f u a q . 1 . 17 . ) 2. 0 79 . 2 12 . 14 ( ) ( 1 = + + = + + = 2)按式(2-61)計算線性加速時空載啟動力矩 q T m N m N T T T T f u ap q . 58 . 47 . ) 2. 0 79 . 2 59 . 4 ( ) ( = + + = + + = 3)按式(2-57a)計算快進力矩 KJ T m N m N T T T f u KJ . 9 . 2 . ) 2. 0 79 . 2 ( ) ( = + = + = 4)按式(2-57a)計算工進力矩
35、GJ T m N m N T T T f c GJ . 38 . 5 . ) 2. 0 18 . 5 ( ) ( = + = + = 6.4選擇驅(qū)動電動機的型號 (1)選擇驅(qū)動電動機的型號 根據(jù)以上計算和表2-14，選擇日本FANUC 公司生產(chǎn)的a12/3000i型交流伺服電機為驅(qū)動 電機。主要技術參數(shù)如下：額定功率，3kW,最高轉(zhuǎn)速,3000r/min，額定力矩，12N.m,轉(zhuǎn)動慣 量， 2 . 62 cm kg ,質(zhì)量,18kg。 交流伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的5~10倍。若按 5倍計算，則該電動機的加 速力矩為 60N.m，均大于本機床工作臺的線性加速時所需的空載啟動力
36、矩 m N T q . 1 . 17 = 以及 階躍加速時所需的空載啟動力矩 m N T q . 58 . 47 = ，因此，不管采用何種加速方式，本電動機均 滿足加速力矩要求。 該電動機的額定力矩為 12N.m，均大于本機床工作臺快進時所需的驅(qū)動力矩 m N T KJ .99 . 2 = 以及工進時所需的驅(qū)動力矩 m N T GJ .38 . 5 = ，因此，不管是快進還是工進，本電 動機均滿足驅(qū)動力矩要求。 (2)慣量匹配驗算。 為了使機械傳動系統(tǒng)的慣量達到較合理的匹配，系統(tǒng)的負載慣量 d J 與伺服電動機的轉(zhuǎn)動 慣量 m J 之比一般應滿足式(2-67)，即
37、1 25 . 0 m d J J 而在本例中， ] 1 , 25 . 0 [ 9 . 0 62 33 . 56 = = m d J J ，故滿足慣量匹配要求。 7.確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號 7.1確定滾珠絲杠螺母副的精度等級 本機床工作臺采用半閉環(huán)系統(tǒng)， p V 30 、 p e 應滿足下列要求： m e m m V p p m d d m m d d 9 . 19 ) ( 8 . 0 9 . 19 ) 2 . 4 9 . 0 30 ( 8 . 0 ) ( 8 . 0 kmax kmax 30 = - - = - - = - - 定位精度 定位精度
38、 滾珠絲杠螺母副擬采用的精度等級為二級，查表2-20得 m m V p m 9 . 19 8 30 < = ，查表2-21 得，當螺紋長度為850mm時， m m e p m 9 . 19 15 < = 故滿足設計要求。 7.2滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號為FFZD4010-5-P2/1239850，其具體參數(shù)如下。公稱直徑與 導程：40mm,10mm;螺紋長度:850mm;絲杠長度:1239mm;類型與精度:P類，2級精度。 8.設計總結(jié) 在這次的課程設計中，學到了一些除技能以外的其他東西，領略到了別人在處理問題時 顯示出的優(yōu)秀品質(zhì)，更深切的體會到人與人之間的那種相互協(xié)調(diào)合作的機制，最重要的還是 自己對一些問題的看法產(chǎn)生了良性的變化，尤其是在互相的合作中。 課程設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗，而且也是對自己能力的一種提高。通過這 次課程設計使我明白了自己原來知識還比較欠缺。自己要學習的東西還太多，以前老是覺得 自己什么東西都會，什么東西都懂，有點眼高手低。通過這次課程設計，我才明白學習是一 個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素 質(zhì)。 9.參考文獻 [1] 范超毅.數(shù)控技術課程設計.武漢：華中科技大學出版社，2006 [2] 王愛玲.機床數(shù)控技術.北京：高等教育出版社，2006
立式數(shù)控銑床進給傳動系統(tǒng)設計說明書.pdf
