1、0X52K 进给系统经济型数控改造设计目录1.概述 .11.1 技术要求 .11.2 总体设计方案 .22.滚珠丝杠螺母副的选型和计算 .22.1 主切削力及其切削分力计算 .22.2 导轨摩擦力的计算 .32.3 计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力 .32.4 滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算 .33.工作台部件的装配图设计 .74.滚珠丝杠螺母副的承载能力校验 .84.1 滚珠丝杆螺母副临界压缩载荷的校验 .84.2 滚珠丝杆螺母副临界转速的校验 .84.3 滚珠丝杆螺母副额定寿命的校验 .85.计算机械传动系统的刚度 .95.1 机械传动系统的刚度计算 .95.2 滚珠丝杠螺母副扭转刚度的计算
2、 .106.驱动电动机的选型与计算 .106.1 计算折算到电动机轴上的负载惯量。 .106.2 计算折算到电动机轴上的负载力矩 .116.3 计算坐标轴折算到电动机轴上的各种所需力矩 .126.4 选择驱动电动机的型号 .137.确定滚珠丝杠螺母副的精度等级和规格型号 .137.1 确定滚珠丝杠螺母副的精度等级 .137.2 滚珠丝杠螺母副的规格型号 .148. 设计总结 .149.参考文献 .1411.概述由上面的介绍可以看出，如今对现有普通机床的数控化改造具有十分重要的意义。本课题设计重点则是对 X52K 铣床纵向传动机构的数控化改造，该 X52K 型普通铣床主要用于加工中小型零件的平面
3、、成型表面及具有一定斜度的平面。经改造后与原来机床加工相比可实现其自动化铣削，且具有高精、高效及加工产品范围广等特点。具体研究内容如下：（1）对普通铣床 X52K 的基本机械传动结构进行了解分析；（2）对数控机床的基本机械传动结构及电气控制系统结构进行详细分析；（3）系统的总体方案设计，研究其各个部分的设计原理，拟定设计方案；（4）系统的详细设计，对机械传动系统的设计和控制系统的设计等；（5）总结自己的设计理念及设计思路，得出本课题的设计流程。1.1 技术要求数控铣床的切削状况切削方式 进给速度 时间比例（%）备注强力切削 0.6 10 主电动机满功率条件下切削一般切削 0.8 30 粗加工精
4、加工切削 1 50 精加工快速进给 20 10 空载条件下工作台快速进给1.2 总体设计方案为了满足以上技术要求，采取以下技术方案：（1） 工作台工作面尺寸（宽度长度）确定为 400mm1200mm。（2） 工作台导轨采用矩形导轨，在与之相配的动导轨滑动画面上贴聚四氟乙烯导轨板。同时采用斜镶条消除导轨导向面的间隙，在背板上通过设计偏心轮结构来消除导轨背面与背板的间隙，并在与工作台导轨相接触的斜镶条接触面上和背板接触面上贴膜。2（3） 对滚珠丝杠螺母副采用预紧，并对滚珠丝杠进行拉伸预。（4） 采用伺服电动机驱动。（5） 采用膜片弹性联轴器将伺服电动机与滚珠丝杠连接。2.滚珠丝杠螺母副的选型和计算
5、2.1 主切削力及其切削分力计算（1）计算主切削力 Fz。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=125mm） ，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：（已知机床主电动机的额定功率 为 5.5kw，主轴计算转速 n=310r/min。 ）mP根据公式得刀具的切削速度为：smsDnv /03.2/60312514.360取机床的机械效率为： ，则由式得主切削力：8.mNvFz 49.216703.2510P3E（2）计算各切削分力工作台的纵向切削力、横向切削力和垂向切削力分别为192.N267.45.0.F0598.4VCz1 z2.2
6、 导轨摩擦力的计算在切削状态下坐标轴导轨摩擦力 的计算可以查课程设计指导书：F（1）根据式（2-8a）计算在切削状态下的导轨摩擦力 。此时导轨动摩擦系数 ，F15.0查表 2-3 得镶条紧固力 ,则N150fg26.9 N2.19.2051905.Fc vWF3（2）按式（2-9a）计算在不切削状态下的导轨摩擦力 和0FN1265090.12)f(WF 75g0 ）（2.3 计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力（1）按式（2-10a）计算最大轴向负载力 amxFNF69.2)69.2087(1max （2）按式（2-11a）计算最小轴向负载力 minN50mina2.4 滚珠丝杠的动载荷计算与直径估
7、算1）确定滚珠丝杠的导程 根据已知条件取电动机的最高转速 得：min/r180nmax180invmax0L2）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速和平均载荷（1）各种切削方式下滚珠丝杠的轴向载荷。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，滚珠丝杠螺母副的轴向载荷分别可按下式计算：minin3maxin %5,20aaaZ FFF并将计算结果填入表 2表 2 数控铣床滚珠丝杠的计算切削方式 轴向载荷/N进给速度/(m/min)时间比例/(%)备注强力切削 2929.69 6.01v10 max1F一般切削（粗加工）
8、2160.94 8230 in2%0a4精细切削（精加工） 1721.48 13v50 maxin3%5aF快移和镗钻加工 1575 max410 4（2）计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速 。 inmin/150in/105in/80i/108.66.30433021 rrLvnrrvnL（3）按式（2-17）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速 。min/230i/)15010583601(21 rrnqnqmm （4）按式（2-18）计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷 mFN NqnFqnFmmm15.7 1023517052348.17032894.160236093 332313 3)确定滚
9、珠丝杠预期的额定动载荷 amC（1）按预定工作时间估算。查表 2-28 得载荷性质系数 =1.3。已知初步选择的滚珠丝杠的wf精度等级为 2 级，查表 2-29 得精度系数 =1，查表 2-30 得可靠性系数 =0.44，则由式af cf（2-19）得mw3amhacFC=60nL1fN49.3801.10572（2）因对滚珠丝杠螺母副将实施预紧，所以可按式（2-21）估算最大轴向载荷。查表2-31 得预加载荷系数 =4.5，则ef5NFC61.3869.25.4famxea （3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷 。amC取以上两种结果的最大值， 33801.49 N。a4）按精度要求确定允许的
10、滚珠丝杠的最小螺纹底径 2d（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杠的最大轴向变形。已知工作台的定位精度为 30 ，重复定位精度为 15 ，根据式（2-23） 、式（2-24）以及定位精度和重复定位精度的要求，得15 （510）max1=2（ ）3m30 （ 67.5）25（ ） 4取上述计算结果的较小值，即 =5 。max（2）估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径 。2md本机床工作台（X 轴）滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用两端固定方式。滚珠丝杠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） 0L取 L1.4行程+3
11、0 （1.4600+3010）mm1140mm0又 =1260N，由式（ 2-26）得0FmLFdm 9.2051426039.39.max02 5）初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号根据计算所得的 、 、 ，初步选择 FFZD 型内循环垫片预紧螺母式滚珠丝杠螺母0aC2d副 FFZD4010-5（见本书附录 A 表 A-3） ，其公称直径 、基本导程 、额定动载荷 和丝杠0d0LaC直径 如下：2d=40mm， =10mm0d0L=46500N =33801.49NaCam=34.3mm =20.9mm22d故满足式（2-27）的要求。6）由式（2-29）确定滚珠丝杠螺母副的预紧力 pF629
12、29.69N976.56Npmax1F=37）计算滚珠丝杠螺母副的目标行程补偿值与预紧拉力（1）按式（2-31）计算目标行程补偿值 。t已知温度变化值t=2，丝杠的膨胀系数 = /，滚珠丝杠螺母副的有效行程610m工作台行程+安全行程+2余程+螺母长度uL（600+100+220+146）mm886mm故 11t 112886 mm0.02mmtu-610-610（2）按式（2-32）计算滚珠丝杠的预拉伸力 。tF已知滚珠丝杠螺纹底径 =34.3mm，滚珠丝杠的温升变化值t=2，则2d2tF=1.8t.134.N58.98）确定滚珠丝杠螺母副支承用轴承的规格型号（1）按式（2-33）计算轴承所
13、承受的最大轴向载荷 。BmaxFNB 4.572369.2159.48F21amxtmax （2）计算轴承的预紧力 。BpBP .07.33ax（3）计算轴承的当量轴向载荷 。BamFNFBP 95.3641.58.19am（4）按式（2-15）计算轴承的基本额定动载荷 C。已知轴承的工作转速 n= =230r/min，轴承所承受的当量轴向载荷 =3664.95N，轴mn BamF承的基本额定寿命 L=20000h。轴承的径向载荷 和轴向载荷 分别为rFaN48.1325.093640cosar BF7.inma因为 ，所以查表 2-25 得，径向系数 X=1.9，轴向系数1.274.8.13
14、25Fr Y=0.54，故N51.203.31854.0839.XPar YF7N3879206105.236nL10PC3h （5）确定轴承的规格型号。因为滚珠丝杠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，以组成滚珠丝杠两端固定的支承形式。由于滚珠丝杠的螺纹底径 为 34.3mm，所以选择轴承2d的内径 d 为 30mm，以满足滚珠丝杠结构的需要。在滚珠丝杠的两个固定端均选择国产 60角接触球轴承两件一组背对背安装，组成滚珠丝杠的两端固定支承方式。轴承的型号为 760306TNI/P4DFB，尺寸（内径外径宽度）为30mm72mm19mm，选用脂润滑。该轴承的预载荷能力
15、 为 2900N，大于计算所得的轴承BPF预紧力 =1939.62N。并在脂润滑状态下的极限转速为 1900r/min，高于滚珠丝杠的最高转BPF速 =2000r/min，故满足要求。该轴承的额定动载荷为 =34500N，而该轴承在 20000h 工maxn C作总寿命下的基本额定动载荷 C=34395N，也满足要求。3.工作台部件的装配图设计将以上计算结果用于工作台部件的装配图设计。4.滚珠丝杠螺母副的承载能力校验4.1 滚珠丝杆螺母副临界压缩载荷的校验工作台的滚珠丝杆支承方式采用预拉伸结构，丝杠始终受拉而不受压。因此，不存在压杆不稳定问题。4.2 滚珠丝杆螺母副临界转速 的校验cn根据图可
16、得滚珠丝杆螺母副临界转速的计算长度 =837.5mm。已知弹性模量2LE= MPa，材料密度 N/ ，重力加速度 9.8，安全系数 =0.8。由510.25108.7g3m1K表 2-44 查得 73.4滚珠丝杆的最小惯性矩为44426790.61.dI8滚珠丝杆的最小截面积为222 m54.93.341.d4A故可由公式得：r/min=10738.5r/min923.54107.8108683.5.142760.EIL260Kn -3521c 本工作台滚珠丝杆螺母副的最高转速为 1800r/min，远远小于其临界转速，故满足要求。4.3 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
17、是指疲劳寿命。它是指一批尺寸、规格、精度相同的滚珠丝杠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。查附录 A 表 A-3 得滚珠丝杆额定动载荷 N，运转条件系数 ，滚珠丝杆的动4650aC2.1fw载荷 N，滚珠丝杆螺母副转速 n= r/min 69.2maxF 20nmax即： 21389h063.2nr13.r0.451)fC(9h 963wa L）（一般来讲，在设计数控机床时，应该保证滚珠丝杆螺母副的总时间寿命 ，h20hL姑满足要求。5.计算机械传动系统的刚度5.1 机械传动系统的刚度计算(1)计算滚珠丝杆的拉压刚度 。SK本工作台的丝杠支承方式为两端固定，当
18、滚珠丝杠的螺母中心位于滚珠丝杆两支承的中心位置（a=L/2，L=1075mm）时，滚珠丝杆螺母副具有最小拉压刚度 ，计算为：sminK72.31N/m/1053.46.d106. 22smin LK当 a= =837.5mm 或 a= =237.5mm 时（即滚珠丝杆的螺母副中心位于行程的两端位置YJ9时） ，滚珠丝杆螺母副具有最大拉压刚度 计算得：smaxKm/14.09/237.5)-(10237.54106.)L-(4d106.J2smax NK (2)计算滚珠丝杠螺母副支撑轴承的刚度 Kb。已知轴承的接触角 =60，滚动体直径 =7.144mm，滚动体个数 Z=17,轴承的最大轴Qd向
19、工作载荷 F = 5723.44N,由表 2-45，表 2-46 得maxB= 42.34Kb35ax2sinBQZd= 42.34 Nm49.167/60si4.7314.75(3)计算滚珠与滚道的接触刚度 K 。c查附录 表得滚珠与滚道的接触刚度 K=1585N/um，额定动载荷 C =46500N，a滚珠丝杠上所承受的最大轴向载荷 F =2929.69N，故由式（2-46）得maxK =K（ ) =1585( ) N/um=1358.79N/umcaCF1.0mx346501.9231(4) 计算进给传动系统的综合拉压刚度 K。由式（2-47a）得进给传动系统的综合拉压刚度的最大值为 023.358.79167.41.04911maxax cbsKK故 K =440.53N/m由式（2-47b）得进给传动系统的综合拉压刚度的最小值为 027.358.9167.431.211minin cbsK故 K =370.37N/mi5.2 滚珠丝杠螺母副扭转刚度的计算 由图 4-1 可知，扭矩作用点之间的距离 L = 945.5 mm。已知剪切模量 G= M2 410.8,滚珠丝杠的底径 d = m。由式（2-48）得pa2310.4
