cm6132型精密車床進(jìn)給系統(tǒng)的數(shù)控改造畢業(yè)設(shè)計(jì)論文

1、<p><b>　　摘 要</b></p><p>　　分析了數(shù)控技術(shù)和數(shù)控裝備在裝備制造業(yè)的地位，對(duì)CM6132精密車床的進(jìn)給系統(tǒng)的進(jìn)給進(jìn)行數(shù)控化改造，進(jìn)行了數(shù)控化改造的總體方案設(shè)計(jì)。通過(guò)確定基本系數(shù)、運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)，選擇了滾珠絲杠和聯(lián)軸器。改造后的機(jī)床成本低，提高了加工精度、具有可觀的經(jīng)濟(jì)效益。</p><p>　　關(guān)鍵詞：CM6132數(shù)控化改造；

2、滾珠絲杠；步進(jìn)電機(jī)</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Analysis of the numerical control technology and equipment in the equipment manufacturing industry status, the CM6132 precision lathe feed

3、 for feeding system of NC transformation, for the NC transformation of the overall scheme design.By determining the basic factor, movement parameters and dynamic parameters, selection of the ball screw and coupling.After

4、 the transformation of the machine tool with low cost, high machining precision, and has considerable economic benefit.</p><p>　　Key Words：CM6132 NC transformation; ball screws; stepper motor</p><

5、p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘要I</b></p><p><b>　　第1章 緒論1</b></p><p>　　1.1 選題的意義1</p><p>　　1.2 數(shù)控系統(tǒng)發(fā)展簡(jiǎn)史1</p><p>

6、;　　1.3 國(guó)內(nèi)數(shù)控狀況分析2</p><p>　　1.4 數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展趨勢(shì)2</p><p>　　1.5 普通機(jī)床進(jìn)行數(shù)控化改造的必要性3</p><p>　　第２章 總體方案的設(shè)計(jì)4</p><p>　　2.1 計(jì)算參數(shù)和技術(shù)要求4</p><p>　　2.2 總體方案的擬定4</

7、p><p>　　2.2.1 進(jìn)給電機(jī)伺服系統(tǒng)的改造設(shè)計(jì)5</p><p>　　2.2.2 聯(lián)軸器5</p><p>　　2.3 尺寸參數(shù)7</p><p>　　2.4 運(yùn)動(dòng)參數(shù)7</p><p>　　2.5 動(dòng)力參數(shù)8</p><p>　　2.5.1 計(jì)算電機(jī)功率8</

8、p><p>　　2.5.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速9</p><p>　　第3章 進(jìn)給系統(tǒng)的計(jì)算10</p><p>　　3.1 橫向進(jìn)給傳動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)計(jì)算10</p><p>　　3.1.1 計(jì)算主切削力10</p><p>　　3.1.2 計(jì)算各切削分力10</p><p>　　3.2 導(dǎo)

9、軌摩擦力的計(jì)算11</p><p>　　3.2.1 在切削狀態(tài)下坐標(biāo)導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算11</p><p>　　3.2.2 在不切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算12</p><p>　　3.3 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的軸向負(fù)載力12</p><p>　　3.3.1 最大軸向負(fù)載力的計(jì)算12</p><p>

10、　　3.3.2 最小軸向負(fù)載力的計(jì)算13</p><p>　　3.4 確定進(jìn)給傳動(dòng)鏈的傳動(dòng)比和傳動(dòng)級(jí)數(shù)13</p><p>　　3.5 滾珠絲杠的動(dòng)載荷計(jì)算與直徑估算14</p><p>　　3.5.1 估算滾珠絲杠預(yù)期的額定動(dòng)載荷14</p><p>　　3.5.2 估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形16</p>

11、;<p>　　3.5.3 按精度確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑16</p><p>　　3.6 初步確定滾珠絲杠螺母副的精度等級(jí)17</p><p>　　3.7 確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號(hào)18</p><p>　　3.8 縱向進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算19</p><p>　　3.9 滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗(yàn)

12、19</p><p>　　3.9.1 滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗(yàn)19</p><p>　　3.9.2 滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速的校驗(yàn)20</p><p>　　3.10 滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗(yàn)21</p><p>　　3.11 計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度22</p><p>　　3.11.1 計(jì)算

13、機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度22</p><p>　　3.11.2 計(jì)算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度23</p><p>　　3.11.3 計(jì)算滾珠與滾道的接觸剛度24</p><p>　　3.11.4 計(jì)算進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的綜合拉壓剛度25</p><p>　　3.11 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度25</p><p

14、>　　第4章 驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的選型與計(jì)算27</p><p>　　4.1 計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載慣量27</p><p>　　4.1.1 單個(gè)回轉(zhuǎn)體零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算27</p><p>　　4.1.2 折算到電動(dòng)機(jī)軸上的移動(dòng)部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量27</p><p>　　4.1.3 加在電動(dòng)機(jī)上總的負(fù)載轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算28

15、</p><p>　　4.2 計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩28</p><p>　　4.2.1 折算到電動(dòng)機(jī)軸上的切削負(fù)載力矩的計(jì)算28</p><p>　　4.2.2 折算到電動(dòng)機(jī)軸上的摩擦負(fù)載力矩的計(jì)算29</p><p>　　4.2.3 由滾珠絲杠預(yù)緊力產(chǎn)生的并折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩的計(jì)算29</p>

16、<p>　　4.2.4 折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩的計(jì)算30</p><p>　　4.3 計(jì)算折算到電動(dòng)就軸上的加速力矩30</p><p>　　4.4 選擇驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的型號(hào)31</p><p>　　4.4.1 選擇驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的型號(hào)31</p><p>　　4.4.2 確定最大靜轉(zhuǎn)矩32</p>

17、<p>　　4.4.3 驗(yàn)算慣量匹配32</p><p>　　第5章 機(jī)械系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)分析34</p><p>　　5.1 計(jì)算絲杠—工作臺(tái)縱向振動(dòng)系統(tǒng)最低固有頻率34</p><p>　　5.2 計(jì)算扭轉(zhuǎn)振動(dòng)系統(tǒng)的最低固有頻率34</p><p>　　5.3 計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的反向死區(qū)35</p>

18、<p>　　5.4 機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起定位誤差35</p><p>　　5.5 計(jì)算滾珠絲杠因扭轉(zhuǎn)變形產(chǎn)生的誤差36</p><p>　　5.5.1 扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量的計(jì)算36</p><p><b>　　結(jié)論37</b></p><p><b>　　致謝

19、38</b></p><p><b>　　參考文獻(xiàn)39</b></p><p><b>　　CONTENTS</b></p><p>　　AbstractI </p><p>　　Chapter 1 Introduction1</p><p>　　1.1

20、 Topics significance1</p><p>　　1.2 CNC system development history1</p><p>　　1.3 Domestic NC State Analysis2</p><p>　　1.4 CNC system development trend2</p><p>　　

21、1.5 Ordinary machine tool CNC transformation of the need3</p><p>　　Chapter 2 The overall program design4</p><p>　　2.1 Calculate parameters and technical requirements4</p><p>　

22、　2.2 Overall planning4</p><p>　　2.2.1 Feed motor servo system reconstruction design5</p><p>　　2.2.2 Couplings5</p><p>　　2.3 The size parameter6</p><p>　　2.4 Th

23、e motion parameters7</p><p>　　2.5 The dynamic parameters8</p><p>　　2.5.1 Calculate the motor power8</p><p>　　2.5.2 Calculate the speed9</p><p>　　Chapter 3 Calcu

24、late of the feed system10</p><p>　　3.1 Traverse to the design of drive chain10</p><p>　　3.1.1 The calculation of the main cutting force10</p><p>　　3.1.2 Calculate the cutting

25、force10</p><p>　　3.2 The rail friction calculation11</p><p>　　3.2.1 Calculate the coordinates of rail friction in cutting state11</p><p>　　3.2.2 Axis without cutting state rai

26、l friction calculation12</p><p>　　3.3 Alculate the ball screw pair of axial load force12</p><p>　　3.3.1 The maximum axial load force calculation12</p><p>　　3.3.2 The minimum a

27、xial load power calculation13</p><p>　　3.4 Determine the feed drive chain gear ratio and transmission series13</p><p>　　3.5 The ball screw estimates14</p><p>　　3.5.1 Estimate

28、the ball screw expected dynamic load rating14</p><p>　　3.5.2 Estimate allows the ball screw axial deformation16</p><p>　　3.5.3 The precision to determine the smallest thread of the ball scre

29、w allow bottom diamete16</p><p>　　3.6 The preliminary to determine the accuracy class of the ball screw nut17</p><p>　　3.7 Determine the specification model of the ball screw nut18</p>

30、;<p>　　3.8 The vertical feed system design and calculation19</p><p>　　3.9 Dall screws for bearing capacity check19</p><p>　　3.9.1 The ball screw nut critical compression load calibra

31、tion19</p><p>　　3.9.2 The critical speed of the ball screw nut checksum20</p><p>　　3.10 Dall screw pair rated life Check 21</p><p>　　3.11 Calculate the mechanical transmission

32、 system of stiffness22</p><p>　　3.11.1 Calculate the mechanical transmission system of stiffness22</p><p>　　3.11.2 Calculate the stiffness of the ball screw nut supporting bearing23</p&g

33、t;<p>　　3.11.3 Calculate the contact stiffness of the ball and the raceway24</p><p>　　3.11.4 Calculate the feed drive system integrated tension and compression stiffness25</p><p>　　3.

34、11 Calculate the torsional stiffness of the ball screw nut25</p><p>　　Chapter 4 drive motor selection and calculation27</p><p>　　4.1 The calculation of commuted to the motor shaft load mome

35、nt of inertia27</p><p>　　4.1.1 A single rotary part of the moment of inertia calculation27</p><p>　　4.1.2 The moment of inertia of moving parts, converted to motor shaft27</p><p&

36、gt;　　4.1.3 Increase the total load on the motor rotation inertia calculation28</p><p>　　4.2 Calculate the load torque converted to motor shaft28</p><p>　　4.2.1 Converted to a motor shaft of

37、 the cutting load torque calculation28</p><p>　　4.2.2 Converted motor shaft friction load torque calculation29</p><p>　　4.2.3 Generated by the ball screw preload and calculation of load torq

38、ue converted to motor shaft29</p><p>　　4.2.4 Converted to motor shaft load moment of calculation30</p><p>　　4.3 Calculation of converted to electric on the shaft of the accelerating torque3

39、0</p><p>　　4.4 Select the model of the drive motor31</p><p>　　4.4.1 Select the model of the drive motor31</p><p>　　4.4.2 Determine the maximum static torque32</p><p

40、>　　4.4.3 Checking the inertia match32</p><p>　　Chapter 5 Mechanical system dynamic analysis 34</p><p>　　5.1 Calculation of the lowest natural frequency of the screw - Longitudinal vibrat

41、ion system34</p><p>　　5.2 Calculation of the lowest natural frequency of torsional vibration system34</p><p>　　5.3 Calculate the mechanical transmission of the reverse dead zone35</p>

42、;<p>　　5.4 The mechanical transmission system by the integrated compressive and tensile stiffness changes caused by positioning error35</p><p>　　5.5 The calculation of ball screw error to reverse t

43、he deformation36</p><p>　　5.5.1 The calculation of the amount of deformation of the 5.5.1 Torque caused by the ball screw pair36</p><p>　　Conclusion 37</p><p>　　Thanks 38</

44、p><p>　　References 39</p><p><b>　　第1章 緒論</b></p><p>　　1.1 選題的意義</p><p>　　我國(guó)近幾年數(shù)控機(jī)床雖然發(fā)展較快，但與國(guó)際先進(jìn)水平還存在一定的差距，主要表現(xiàn)在：可靠性差，外觀質(zhì)量差，產(chǎn)品開(kāi)發(fā)周期長(zhǎng)，應(yīng)變能力差[1]。因此，現(xiàn)在國(guó)內(nèi)的主要先進(jìn)的數(shù)控機(jī)

45、床都是進(jìn)口的，即使自己做的車床中的精密部件如精密絲杠都是靠進(jìn)口的，價(jià)格昂貴，沒(méi)法靠自己的技術(shù)來(lái)制造。對(duì)現(xiàn)有老機(jī)床進(jìn)行數(shù)控化改造費(fèi)用低廉，符合我國(guó)的國(guó)情，并可普遍提高我國(guó)數(shù)控人員的制造水平[2]。</p><p>　　1.2 數(shù)控系統(tǒng)發(fā)展簡(jiǎn)史</p><p>　　1952年，計(jì)算機(jī)技術(shù)應(yīng)用到了機(jī)床上，在美國(guó)誕生了第一臺(tái)數(shù)控機(jī)床[3]。從此，傳統(tǒng)機(jī)床產(chǎn)生了質(zhì)的變化。近半個(gè)世紀(jì)以來(lái)，數(shù)控系統(tǒng)經(jīng)

46、歷了五代的發(fā)展。</p><p>　　第一代數(shù)控： 1952—1959年采用電子管元件構(gòu)成的專用數(shù)控裝置(NC)。</p><p>　　第二代數(shù)控：從1959年開(kāi)始采用晶體管電路的NC系統(tǒng)。</p><p>　　第三代數(shù)控：從1965年開(kāi)始采用小、中規(guī)模集成電路的NC系統(tǒng)。</p><p>　　第四代數(shù)控： 從1970年開(kāi)始采用大規(guī)模集成電路

47、的小型通用電子計(jì)算機(jī)控制的系統(tǒng)(CNC)。</p><p>　　第五代數(shù)控：從1974年開(kāi)始采用微型電子計(jì)算機(jī)控制的系統(tǒng)(MNC)[4]。</p><p>　　1.3 國(guó)內(nèi)數(shù)控狀況分析</p><p>　　目前我國(guó)數(shù)控金切機(jī)床市場(chǎng)上高、中、低檔機(jī)床消費(fèi)比重，在消費(fèi)量上約為5:50:45，在消費(fèi)額上約為15:70:15[5]?！　?guó)內(nèi)對(duì)高中檔機(jī)床的需求無(wú)論在消費(fèi)量

48、還是消費(fèi)金額方面都已超過(guò)了低檔機(jī)床。相應(yīng)地，國(guó)產(chǎn)機(jī)床產(chǎn)品調(diào)整步伐仍不夠快速和及時(shí)，國(guó)產(chǎn)床的國(guó)內(nèi)市場(chǎng)占有率僅為27%[6]，且產(chǎn)品構(gòu)成大多以低檔為主，如數(shù)控車床中70%是由單板機(jī)控制的經(jīng)濟(jì)型數(shù)控車床，電加工機(jī)床中80%以上是經(jīng)濟(jì)型的，這兩類床占了我國(guó)床產(chǎn)量的一半以上?！　≥S聯(lián)動(dòng)床、數(shù)控超重型機(jī)床等高檔機(jī)床以及加工中心雖也有生產(chǎn)，但數(shù)量不足千臺(tái)，且制造成本較高[3-5]。</p><p>　　1.4 數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)

49、展趨勢(shì)</p><p>　　從1952年美國(guó)麻省理工學(xué)院研制出第一臺(tái)試驗(yàn)性數(shù)控系統(tǒng)，到現(xiàn)在已走過(guò)了半個(gè)世紀(jì)歷程。隨著電子技術(shù)和控制技術(shù)的飛速發(fā)展，當(dāng)今的數(shù)控系統(tǒng)功能已經(jīng)非常強(qiáng)大，與此同時(shí)加工技術(shù)以及一些其他相關(guān)技術(shù)的發(fā)展對(duì)數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展和進(jìn)步提出了新的要求。</p><p>　　1. 數(shù)控系統(tǒng)向開(kāi)放式體系結(jié)構(gòu)發(fā)展；2. 數(shù)控系統(tǒng)向軟數(shù)控方向發(fā)展；3. 數(shù)控系統(tǒng)控制性能向智能化方向

50、發(fā)展；</p><p>　　4. 數(shù)控系統(tǒng)向網(wǎng)絡(luò)化方向發(fā)展；</p><p>　　5. 數(shù)控系統(tǒng)向高可靠性方向發(fā)展；</p><p>　　6. 數(shù)控系統(tǒng)向復(fù)合化方向發(fā)展； 7. 數(shù)控系統(tǒng)向多軸聯(lián)動(dòng)化方向發(fā)展。 最近，國(guó)外主要的系統(tǒng)開(kāi)發(fā)商在6軸聯(lián)動(dòng)控制系統(tǒng)的研究上已經(jīng)取得和很大進(jìn)展，在6軸聯(lián)動(dòng)加工中心上可以使用非旋轉(zhuǎn)刀具加工任意形狀的三維曲面，

51、且切深可以很薄，但加工效率太低一時(shí)尚難實(shí)用化[7]。</p><p>　　1.5 普通機(jī)床進(jìn)行數(shù)控化改造的必要性</p><p>　　我國(guó)現(xiàn)有機(jī)床320多萬(wàn)臺(tái)[8]，這些機(jī)床技術(shù)狀況老化嚴(yán)重，據(jù)統(tǒng)計(jì)，全國(guó)30%左右設(shè)備在16年以上，其中近30%的役齡超過(guò)26年[9]，這些都說(shuō)明目前我國(guó)還沒(méi)有走上主要依靠科技進(jìn)步對(duì)機(jī)床進(jìn)行改造的軌道。另外，隨著科技的進(jìn)步，生產(chǎn)依賴于設(shè)備的程度日益增大，企業(yè)

52、的產(chǎn)量、質(zhì)量、效率、成本、安全及環(huán)境保護(hù)和勞動(dòng)情緒都受設(shè)備的制約，實(shí)現(xiàn)企業(yè)的現(xiàn)代化己勢(shì)在必行。但據(jù)資料介紹，我國(guó)的金屬切削機(jī)床年產(chǎn)量?jī)H占同類設(shè)備擁有量的1/28，如將每年生產(chǎn)的全部機(jī)床用來(lái)更換舊機(jī)床需要28年所以，我國(guó)目前解決設(shè)備技術(shù)進(jìn)步的主要途徑是機(jī)床改造[4-10]。</p><p>　　第２章 總體方案的設(shè)計(jì)</p><p>　　2.1計(jì)算參數(shù)和技術(shù)要求</p>&l

53、t;p>　　車身上最大加工直徑320mm。</p><p>　　撤掉進(jìn)給箱、溜板箱，改用步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)縱、橫向進(jìn)給[8]。</p><p>　　2.2 總體方案的擬定</p><p>　　本篇設(shè)計(jì)研究的對(duì)象為CM6132車床，適用于車削精密零件，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。該車床具有分離運(yùn)動(dòng)，加工精度高等特點(diǎn)，進(jìn)行數(shù)控改造更有實(shí)際意義[9-11]。&l

54、t;/p><p>　　普通車床在進(jìn)行數(shù)控化改造時(shí)，應(yīng)盡量達(dá)到具有高的靜動(dòng)態(tài)剛度、運(yùn)動(dòng)副之間的摩擦系數(shù)小、傳動(dòng)無(wú)間隙、功率大、便于操作和維修等要求。不能簡(jiǎn)單地認(rèn)為將數(shù)控裝置與普通車床聯(lián)接在一起就達(dá)到了數(shù)控車床的要求，應(yīng)該對(duì)主要部件進(jìn)行相應(yīng)的改造使其達(dá)到一定的設(shè)計(jì)要求，才能獲得預(yù)期的改造目的。</p><p>　　數(shù)控改造對(duì)機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的要求：</p><p>　　1.

55、采用低摩擦的傳動(dòng)副[12]；</p><p>　　2. 最佳的降速比，為了達(dá)到數(shù)控機(jī)床所要求的速度，使刀架的運(yùn)動(dòng)盡可能的加速，以跟蹤數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出的指令；</p><p>　　3. 縮短傳動(dòng)鏈以及用預(yù)緊的辦法提高傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度；</p><p>　　4. 消除傳動(dòng)間隙，以減小返向行程誤差；</p><p>　　5. 滿足低振動(dòng)和高可靠性

56、方面的要求。</p><p>　　為此應(yīng)選擇間隙小，傳動(dòng)精度高，運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，效率高以及傳遞扭矩大的傳動(dòng)元件。</p><p>　　機(jī)械系統(tǒng)改造方案主要涉及提高移動(dòng)部件的靈活性，減少和消除傳動(dòng)間隙，特別是減少反向間隙，其改造工作量大。通常的改造部位有導(dǎo)軌副、傳動(dòng)元件及聯(lián)軸器等。</p><p>　　2.2.1進(jìn)給電機(jī)伺服系統(tǒng)的改造設(shè)計(jì)</p><p&

57、gt;　　為滿足盡可能減少改動(dòng)量的要求，采用步進(jìn)電機(jī)經(jīng)接口箱驅(qū)動(dòng)絲杠，帶動(dòng)刀具縱向和橫向移動(dòng)，用滾珠絲杠螺母機(jī)構(gòu)代替普通的滑動(dòng)絲杠螺母機(jī)構(gòu)，具有摩擦力小，運(yùn)動(dòng)靈敏，無(wú)爬行現(xiàn)象的特點(diǎn)，也可以進(jìn)行預(yù)緊，以實(shí)現(xiàn)無(wú)間隙傳動(dòng)，以使傳動(dòng)剛度好，反向時(shí)無(wú)空程死區(qū)[13]。在使用滾珠絲杠副時(shí)應(yīng)注意，由于滾珠絲杠副具有可逆?zhèn)鲃?dòng)特性，沒(méi)有自鎖能力，在高速大慣量系統(tǒng)中應(yīng)設(shè)置制動(dòng)機(jī)構(gòu)。應(yīng)用滾珠絲杠替換原車床的普通絲杠進(jìn)行改造時(shí)的注意事項(xiàng)如下： <

58、;/p><p>　　1.必須同時(shí)改換齒輪[14]。保證橫向、縱向脈沖當(dāng)量之比恒定為1：2，以方便編程。</p><p>　　2.造結(jié)構(gòu)，由于傳動(dòng)運(yùn)動(dòng)中增加了一級(jí)齒輪，故走刀方向與原系統(tǒng)設(shè)定的方向相反，調(diào)整步進(jìn)電機(jī)的接線使其方向變反，即可恢復(fù)系統(tǒng)約定的運(yùn)行方向。</p><p>　　3.除齒側(cè)配合間隙對(duì)加工的影響,其結(jié)構(gòu)可采用調(diào)隙式齒輪[15]。</p>&

59、lt;p>　　縱向進(jìn)給機(jī)構(gòu)的改造：拆去原機(jī)床的溜板箱、光杠與絲杠以及安裝座，配上滾珠絲杠及其相應(yīng)的安裝裝置，縱向驅(qū)動(dòng)的步進(jìn)電機(jī)及其和絲杠的連接部分在主軸箱之下，并不占據(jù)絲杠空間，并由于滾珠絲杠的摩擦系數(shù)小于原絲杠，從而使縱向進(jìn)給的整體剛度優(yōu)于以前；橫向進(jìn)給機(jī)構(gòu)的改造：由于原橫向進(jìn)給的絲杠空間有限，所以拆除橫向絲杠換上滾珠絲杠。由于現(xiàn)在的步進(jìn)電機(jī)的驅(qū)動(dòng)能力很強(qiáng)，步距角也比原來(lái)小了很多，所以步進(jìn)電機(jī)和絲杠之間用聯(lián)軸器連接，1:1傳動(dòng)。

60、</p><p><b>　　2.2.2聯(lián)軸器</b></p><p>　　當(dāng)電動(dòng)機(jī)與滾珠絲杠之間傳遞的扭矩較大時(shí)，由于伺服電動(dòng)機(jī)優(yōu)越的力矩特性，可以采用電動(dòng)機(jī)與滾珠絲杠直接連接的方法，這不僅可以簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)、減少噪音，而且對(duì)減少傳動(dòng)鏈的間隙、提高傳動(dòng)剛度也有打的好處。</p><p>　　1—電機(jī)軸；2、12—螺釘；3—法蘭；4—外錐環(huán)；5—左本

61、體；</p><p>　　6、13—螺栓；7、8、14、16—墊片；9—右本體；10—法蘭；11—絲杠。</p><p>　　圖2-1 撓性聯(lián)軸器</p><p>　　圖2-1是現(xiàn)在廣泛采用的直接聯(lián)接電機(jī)軸和絲杠撓性聯(lián)軸節(jié)[16]。</p><p>　　這種聯(lián)軸器的工作原理是：聯(lián)軸節(jié)的左半部裝在電機(jī)軸上，當(dāng)擰緊螺釘2時(shí)，件3和件5相互靠近，

62、擠壓內(nèi)錐環(huán)17和外錐環(huán)4，使外錐環(huán)內(nèi)徑縮小，內(nèi)錐環(huán)外徑脹大，使件5與電機(jī)軸1形成無(wú)鍵聯(lián)接。右半部也同樣形成無(wú)鍵聯(lián)接。左半部通過(guò)彈性鋼片組15的兩個(gè)對(duì)角孔與螺栓6球面墊圈7、8相聯(lián)。圖中表明球面墊圈8與右半部件9沒(méi)有任何聯(lián)接關(guān)系。同樣，彈性鋼片組15的另外兩個(gè)對(duì)角孔通過(guò)球面墊圈14、16和螺栓13與右半部聯(lián)接，墊圈16與件5沒(méi)有任何聯(lián)接關(guān)系。這樣依靠彈性鋼片組對(duì)角聯(lián)接(即撓性)傳遞扭矩，且與電機(jī)軸和絲杠都無(wú)鍵聯(lián)接，便是撓性聯(lián)軸節(jié)的工作原理

63、。</p><p><b>　　2.3 尺寸參數(shù)</b></p><p>　　1. 通過(guò)主軸孔最大棒料直徑</p><p>　?。剑?#215;320＝32mm</p><p><b>　　2. 車床寬度</b></p><p>　?。?.14＝243mm</p&

64、gt;<p>　　3. 經(jīng)濟(jì)合理的工件或刀具直徑按照以下經(jīng)驗(yàn)公式估定</p><p>　　=（0.5～0.7）= 0.6= 0.6×320 = 192mm</p><p>　　=（0.08～0.12）= 0.1= 0.1×320 = 32mm</p><p><b>　　2.4 運(yùn)動(dòng)參數(shù)</b></p

65、><p>　　最高和最低轉(zhuǎn)速不能僅用計(jì)算方法來(lái)確定。還應(yīng)該和先進(jìn)的同類機(jī)床比較，因?yàn)檫^(guò)大的轉(zhuǎn)速范圍不僅不能充分發(fā)揮其性能，而且還可能使結(jié)構(gòu)無(wú)法實(shí)現(xiàn)。在傳動(dòng)系統(tǒng)擬定好以后，驗(yàn)算各主要傳動(dòng)件的最大圓周速度應(yīng)不超過(guò)允許值[18]。</p><p>　　可通過(guò)類比實(shí)驗(yàn)和計(jì)算等方法綜合確定</p><p>　　= (2-1)</p

66、><p>　　= (2-2)</p><p>　　式中 ——主軸最高轉(zhuǎn)速(m/min)；</p><p>　　——主軸最低轉(zhuǎn)速(m/min)；</p><p>　　——典型工序的最大切削速度(m/min)；</p><p>　　——典型工序的最小切削速度(m/min)；<

67、;/p><p>　　——最大、最小計(jì)算直徑。</p><p>　　在機(jī)床的最低、最高轉(zhuǎn)速，其中經(jīng)濟(jì)加工切削速度硬質(zhì)合金車刀具精車中碳素鋼， =200～220m/min ，取=200m/min，取高速鋼刀具精車絲杠=15m/min。由公式(2-1)和公式(2-2)得</p><p>　　= == 2189r/min</p><p>　　取= 220

68、0r/min；</p><p>　　===25r/min</p><p>　　取=25r/min；</p><p><b>　　2.5 動(dòng)力參數(shù)</b></p><p>　　2.5.1 計(jì)算電機(jī)功率</p><p>　　據(jù)下列公式及數(shù)據(jù)估算電機(jī)功率</p><p>　　

69、= (2-3)</p><p>　　= 　 　 (2-4)</p><p>　　= (2-5) </p><p>　　式中 ——單位吸血面積上的切削力，取硬質(zhì)合金加工中碳素鋼；</p><p><b>　　——切

70、削深度；</b></p><p><b>　　——進(jìn)給量。</b></p><p>　　切削深度及進(jìn)給量取半精車中碳鋼，故=1mm, =0.2mm, =190m/s, 由公式(2-4)和公式(2-5)得</p><p><b>　　===1.37kW</b></p><p>　　===1

71、.96 kW</p><p><b>　　取=2.5 kW</b></p><p>　　2.5.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速</p><p>　　有文獻(xiàn)[18,10-13]可知</p><p><b>　　=== 93</b></p><p>　　第3章 進(jìn)給系統(tǒng)的計(jì)算</p>

72、;<p>　　3.1 橫向進(jìn)給傳動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　3.1.1 計(jì)算主切削力</p><p>　　以知機(jī)床主電動(dòng)機(jī)的額定功率=2.5kW，最大工件直徑=320mm，主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速=93 r/min。在此轉(zhuǎn)速下，主軸具有最大扭矩和功率，有文獻(xiàn)[19,2-19]可知刀具的切削速度為</p><p>　　===1.557m/s</p&

73、gt;<p>　　取機(jī)床的機(jī)械效率= 0.8，由文獻(xiàn)[2,10-13]可知，主切削力</p><p>　　=×103 =×103= 1284.52N</p><p>　　3.1.2 計(jì)算各切削分力</p><p>　　走刀方向的切削分力Fx和垂直走刀方向的切削分力。由車削抗力和可以按下列比例</p><p>

74、;　?。海? 1 : 0.25 : 0.4 (3-1)</p><p><b>　　由式(3-1)得</b></p><p>　　= 0.25 = 0.25×1284.52=321.13N</p><p>　　= 0.4= 0.4×1284.52=513.81N</p><p

75、>　　式中 ——主切削力；</p><p>　　——走刀方向的切削分力；</p><p>　　——垂直走刀方向的切削分力。</p><p>　　3.2 導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算</p><p>　　3.2.1 在切削狀態(tài)下坐標(biāo)導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算</p><p>　　N (3-2)</p

76、><p>　　式中 ——主切削力的垂向切削分力(N)；</p><p>　　——橫向切削分力(N)；</p><p>　　——坐標(biāo)軸上移動(dòng)部件的全部重量（包括機(jī)床夾具和工件的重量，(N)；</p><p>　　——摩擦系數(shù)，隨導(dǎo)軌形式不同而不同，對(duì)于貼塑導(dǎo)軌， =0.15；對(duì)于滾動(dòng)直線導(dǎo)軌， =0.01；</p><p>

77、;　　——鑲條緊固力(N)。 </p><p>　　以知主切削力的垂向切削分力==1284.52 N，橫向切削分力==321.13N,移動(dòng)部件的全部重量(包括機(jī)床夾具和工件的重量)=61.22㎏(所受重力=600N)，查表3-1鑲條緊固力=800N，取導(dǎo)軌動(dòng)摩擦系數(shù)=0.15，則</p><p>　　= 0.15×(600＋800＋1284.52＋321.13)</p>

78、;<p><b>　　= 450.85N</b></p><p>　　表3-1 鑲條緊固力推薦值 （單位：N）</p><p>　　3.2.2 在不切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算</p><p>　　1. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時(shí)，有</p><p>　　= N

79、 (3-3) </p><p>　　2. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌垂直時(shí)，有</p><p>　　= N (3-4) </p><p>　　坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時(shí)，計(jì)算在不切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸導(dǎo)軌摩擦力和，由式(3-3)得</p><p>　　==0.15×(600＋800)=210N</p>

80、<p>　　==0.2×(600＋800)=280N</p><p>　　3.3 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的軸向負(fù)載力</p><p>　　3.3.1 最大軸向負(fù)載力的計(jì)算</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的最大軸向負(fù)載力發(fā)生在機(jī)床電動(dòng)機(jī)滿功率運(yùn)行的切削狀態(tài)時(shí)。此時(shí)，最大軸向負(fù)載力可用下式計(jì)算：</p><p>　　1.

81、 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時(shí)，有</p><p>　　=N (3-5)</p><p>　　2. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌垂直時(shí)，有</p><p>　　=N (3-6)</p><p>　　式中 ——力的縱向切削分力(N)。</p><p><b>　　則最大軸向負(fù)載力為

82、</b></p><p>　　== (513.81+450.85) = 964.66N</p><p>　　3.3.2 最小軸向負(fù)載力的計(jì)算</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的最小軸向負(fù)載力發(fā)生在機(jī)床空載運(yùn)行時(shí)。此時(shí)，最小軸向負(fù)載力可用下式計(jì)算</p><p>　　1. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時(shí)，有</p><p

83、>　　== N (3-7)</p><p>　　2. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌垂直時(shí)，有</p><p>　　==N (3-8)</p><p><b>　　則最小軸向負(fù)載力為</b></p><p><b>　　== 210 N</b><

84、/p><p>　　3.4 確定進(jìn)給傳動(dòng)鏈的傳動(dòng)比和傳動(dòng)級(jí)數(shù)</p><p>　　有文獻(xiàn)[20-1-3]可知傳動(dòng)比的計(jì)算</p><p>　　= (3-9)</p><p>　　式中 ——步進(jìn)電動(dòng)機(jī)的步距角（°）；</p><p>　　——滾珠絲杠的基本導(dǎo)程

85、(mm)；</p><p>　　——機(jī)床執(zhí)行部件的脈沖當(dāng)量(mm)。</p><p>　　取進(jìn)步電動(dòng)機(jī)的步距角 =1.5°，滾珠絲杠的基本導(dǎo)程=6 mm，進(jìn)給傳動(dòng)鏈的脈沖當(dāng)量=0.005 mm/脈沖，則進(jìn)給傳動(dòng)鏈的傳動(dòng)比得</p><p><b>　　=== 5</b></p><p>　　按最小慣量條件，從圖

86、滾珠絲杠螺母副的圈數(shù)和列數(shù)和圖滾珠絲杠螺母副的尺寸系列查得該減速器應(yīng)采用2級(jí)傳動(dòng)，傳動(dòng)比可以分別取=2，=2.5。</p><p>　　3.5 滾珠絲杠的動(dòng)載荷計(jì)算與直徑估算</p><p>　　3.5.1 估算滾珠絲杠預(yù)期的額定動(dòng)載荷</p><p>　　根據(jù)滾珠絲杠螺母副的預(yù)期工作時(shí)間（h）計(jì)算</p><p>　　= N

87、 (3-10) </p><p>　　式中 ——滾珠絲杠的當(dāng)量轉(zhuǎn)速(r/min)；</p><p>　　——數(shù)控機(jī)床的預(yù)期工作時(shí)間(h)；</p><p>　　——滾珠絲杠的當(dāng)量載荷(N)；</p><p><b>　　——載荷性質(zhì)系數(shù)；</b></p><p><b>

88、;　　——精度系數(shù)；</b></p><p>　　——可靠系數(shù)，一般情況下取= 1。</p><p>　　表3-2 精度系數(shù)</p><p>　　表3-3 可靠性系數(shù)</p><p>　　已知數(shù)控機(jī)床的預(yù)期工作時(shí)間= 15 000 h，滾珠絲杠的當(dāng)量載荷== 964.66 N，查表3-4質(zhì)系數(shù)得，載荷性質(zhì)系數(shù)=1.3；查表3-

89、2精度系數(shù)數(shù)，有文獻(xiàn)[21-6-17]查表2-6-22精度選擇初步選擇滾珠絲杠的精度等級(jí)為3級(jí)精度，取精度系數(shù)=1；查表3-3系數(shù)得，可靠系數(shù)=1。取滾珠絲杠的當(dāng)量=（該轉(zhuǎn)速為最大切削進(jìn)給速度時(shí)的轉(zhuǎn)速），已知= 0.5 m/min，滾珠絲杠的基本導(dǎo)程=6mm,則</p><p>　　===120 r/min</p><p>　　===5287.86 N</p><p&g

90、t;　　3.5.2 估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形</p><p>　　誤差是影響進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)重復(fù)定位精度最主要的因素，一般占重復(fù)定位精度的1/3～1/2，所以，在初選滾珠絲杠是，從重復(fù)定位精度的角度考慮，規(guī)定滾珠絲杠螺母副允許的最大軸向變形量必須滿足下式</p><p>　　=（1/3～1/2）重復(fù)定位精度</p><p>　　影響定位精度最主要的因素是滾珠絲

91、杠螺母副的螺距誤差、滾珠絲杠本身的彈性變形（因?yàn)檫@種變形是隨滾珠絲杠螺母在滾珠絲杠上的不同位置而變化的）和滾珠絲杠螺母副所受摩擦力矩的變化（因?yàn)樵撟兓绊懴到y(tǒng)的死區(qū)誤差）。所以，在初選滾珠絲杠時(shí)，從定位精度的角度考慮，規(guī)定滾珠絲杠螺母副額的最大軸向變形必須滿足下式</p><p>　　=（1/5～1/4）定位進(jìn)度</p><p>　　根據(jù)上式分別計(jì)算，取兩者中較小值為估算滾珠絲杠螺母副允許

92、的軸向變形量（mm）。</p><p>　　已知本車床橫向進(jìn)給系統(tǒng)的定位精度40，重復(fù)定位精度為16，有上式得</p><p>　　=（1/3～1/2）×16=5.33～8</p><p>　　= (1/5～1/4) ×40= 8～10</p><p>　　取上述計(jì)算結(jié)果的較小值，即=5.33。</p>&l

93、t;p>　　3.5.3 按精度確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑</p><p>　　估算滾珠絲杠螺母副螺紋的底徑，滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑估算是根據(jù)滾珠絲杠螺母副的支撐方式進(jìn)行的。對(duì)于不同的支承方式，其計(jì)算方式不同，本次設(shè)計(jì)方案采用一端固定、一端游動(dòng)支承方式的滾珠絲杠安裝</p><p>　　1. 一端固定，一端自由或游動(dòng)時(shí)，有</p><p>　　=m

94、m (3-11)</p><p>　　式中 ——彈性模量（MPa），一般滾珠絲杠取=2.1×105 MPa；</p><p>　　——估算的滾珠絲杠螺母副允許的最大軸向變形量（）；</p><p>　　——導(dǎo)軌的靜摩擦力（N），=；</p><p>　　——滾珠絲杠螺母至絲杠固定端支承的最大距離（mm），=行程+安全

95、行程+余程+螺母長(zhǎng)度+支承長(zhǎng)度≈（1.2～1.4）行程+（25～30）。</p><p>　　兩端支承或兩端固定時(shí)，有</p><p>　　=mm (3-12)</p><p>　　式中 ——滾珠絲杠螺母至絲杠固定端支承的最大距離（mm），=行程+安全行程+余程×2+螺母長(zhǎng)度+支承長(zhǎng)度≈（1.2～1.4）行程+（25～30）。</p

96、><p>　　滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用一端固定、一端游動(dòng)支承方式，滾珠絲杠螺母副的兩個(gè)固定支承之間的距離為：</p><p>　　=行程+安全行程+余程+螺母長(zhǎng)度+支承長(zhǎng)度</p><p>　　≈（1.2～1.4）行程+（25～30） </p><p>　　取=1.4行程+30= 1.4×160＋30

97、5;6=404 mm</p><p><b>　　==11.36mm</b></p><p>　　3.6 初步確定滾珠絲杠螺母副的精度等級(jí)</p><p>　　本進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)采用開(kāi)環(huán)控制系統(tǒng)，應(yīng)滿足下列要求</p><p><b>　　==30.84</b></p><p>

98、;　　取滾珠絲杠螺母副的精度等級(jí)3級(jí)，查表3-5得=12，當(dāng)螺紋長(zhǎng)度為400mm時(shí)，=13，=12</p><p><b>　　=25<30.84</b></p><p><b>　　=25<30.84</b></p><p><b>　　故滿足設(shè)計(jì)要求。</b></p>&

99、lt;p>　　表3-5 有效行程內(nèi)的目標(biāo)行程公差和允許的行程變動(dòng)量 （單位：）</p><p>　　3.7 確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號(hào)</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號(hào)為FFZL2506-3-P3/585×400，其具體參數(shù)如下</p><p>　　=25 mm ， =6 mm</p><p>　　=1150

100、0N>=5287.86 N</p><p>　　=21.9mm>=11.36 mm</p><p>　　3.8 縱向進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算</p><p>　　由于縱向進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算與橫向類似，故計(jì)算過(guò)程省略。</p><p>　　3.9 滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗(yàn)</p><p>　　3.9.1

101、滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗(yàn)</p><p>　　= ×105 N (3-13)</p><p>　　式中 ——滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑(mm)；</p><p>　　——滾珠絲杠螺母副的最大受壓長(zhǎng)度(mm)；</p><p>　　——安全系數(shù)，絲杠垂直安裝時(shí)取=1/2，絲杠水平安裝時(shí)取=1/3

102、；</p><p>　　——安全系數(shù)，與支承方式有關(guān)，參見(jiàn)表與支承方式有關(guān)的系數(shù)；</p><p>　　——滾珠絲杠螺母副承受的最大軸向壓縮載荷(N)。</p><p>　　已知滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑=21.9 mm，由設(shè)計(jì)圖可知滾珠絲杠螺母副的最大受壓長(zhǎng)度=313mm，絲杠水平安裝時(shí)，取=1/3，查表3-6得=2，則由公式(3-13)得</p>&

103、lt;p>　　=×105 ==156 529.62 N</p><p>　　本車床橫向進(jìn)給系統(tǒng)滾珠絲杠螺母副的最大軸向壓縮載荷為=964.66 N，遠(yuǎn)小于其臨界壓縮載荷的值，故滿足要求。</p><p>　　表3-6 與支承方式有關(guān)的系數(shù)</p><p>　　滾珠絲杠螺母副轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生共振的最高轉(zhuǎn)速稱為臨界轉(zhuǎn)速。對(duì)呀數(shù)控機(jī)床來(lái)說(shuō)，滾珠絲杠螺母副的最

104、高轉(zhuǎn)速是指快速移動(dòng)時(shí)的轉(zhuǎn)速。因此，只要此時(shí)的轉(zhuǎn)速不超過(guò)臨界轉(zhuǎn)速就可以了。為了安全起見(jiàn)，一般滾珠絲杠螺母副的最高轉(zhuǎn)速應(yīng)低于臨界轉(zhuǎn)速。臨界轉(zhuǎn)速按以下公式計(jì)算：</p><p>　　=r/min (3-14)</p><p>　　式中 ——臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算長(zhǎng)度(mm)；</p><p>　　——滾珠絲杠彈性模量(MPa),一般取=2.1×

105、;105 MPa；</p><p>　　——滾珠絲杠密度(g/mm3),一般取= N/mm3；</p><p>　　——滾珠絲杠的最小慣性矩(mm4),一般取=；</p><p>　　——重力加速度(mm/s2), = 9.8×103 mm/s2；</p><p>　　——滾珠絲杠的最小截面積(mm2)，一般取=；</p>

106、;<p>　　——安全系數(shù)，取=0.8；</p><p>　　——與支承方式有關(guān)的系數(shù)。</p><p>　　滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算長(zhǎng)度=337 mm，其彈性模量=2.1×105 MPa ，密度=N/mm3，重力加速度= 9.8×103mm/s2。</p><p>　　滾珠絲杠的最小慣性矩為</p><p&

107、gt;　　===11285.64 mm4</p><p>　　取=0.8，由表3-6得= 3.927，由上式得 </p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　= 29188r/min</p><p>　　

108、本橫向進(jìn)給傳動(dòng)鏈的滾珠絲杠螺母副的最高轉(zhuǎn)速為83.3r/min，遠(yuǎn)小于其臨界轉(zhuǎn)速，故滿足要求。</p><p>　　3.10 滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗(yàn)</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的疲勞壽命和時(shí)間壽命公式</p><p>　　=r (3-15)</p><p>　　=h

109、 (3-16)</p><p>　　式中 ——額定動(dòng)載荷(N)；</p><p>　　——軸向載荷(N)；</p><p>　　——滾珠絲杠螺母副轉(zhuǎn)速(r/min)；</p><p>　　——運(yùn)轉(zhuǎn)條件系數(shù)，無(wú)沖擊平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，取1.0～1.2；一般運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，取1.2～1.5；有沖擊振動(dòng)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，取1.5～3.0。</p>

110、<p>　　常用滾珠絲杠型號(hào)及參數(shù)表得滾珠絲杠的額定動(dòng)載荷=11300 N，已知其軸向載荷== 964.66 N，滾珠絲杠的轉(zhuǎn)速== 83.3 r/min，運(yùn)轉(zhuǎn)條件系數(shù)=1.2，則由式(3-15)，式(3-16)得</p><p>　　===9.3×108r</p><p>　　===186074.4215000 h</p><p><b

111、>　　故滿足要求</b></p><p>　　3.11 計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度</p><p>　　3.11.1 計(jì)算機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)的剛度</p><p>　　絲杠支承方式為一端固定，一端自由或游動(dòng)時(shí)，有</p><p>　　==N/ (3-17)</p><p>　　式中 ——

112、彈性模量（MPa）,一般取=2.1×105MPa；</p><p>　　——滾珠絲杠的底徑(mm)；</p><p>　　——滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離(mm)；</p><p>　　當(dāng)=，即滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離最大時(shí)，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度</p><p>　　==N/ (3

113、-18)</p><p>　　當(dāng)=，即滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離最小時(shí)，滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度</p><p>　　==N/ (3-19)</p><p>　　已知滾珠絲杠的彈性模量=2.1×105MPa，滾珠絲杠的底徑=21.9mm，當(dāng)滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離= = 313mm時(shí)，滾珠絲杠螺母副具有最

114、小拉壓剛度根據(jù)式(3-18)得</p><p><b>　　==</b></p><p>　　==252.83N/</p><p>　　當(dāng)==113mm時(shí)，滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度，根據(jù)式(2-19)得</p><p><b>　　== </b></p><p>　　=

115、=700.32N/</p><p>　　3.11.2 計(jì)算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度</p><p>　　已知滾動(dòng)體直徑=5.953mm，滾動(dòng)體個(gè)數(shù)=15，軸承的最大軸向工作載荷==964.66N，由3-7和表一個(gè)未預(yù)緊的軸承或一對(duì)預(yù)緊軸承的組合剛度的計(jì)算公式得</p><p>　　==424.78N/</p><p>　　表3-6 滾

116、珠絲杠螺母副支承剛度的計(jì)算公式</p><p>　　3.11.3 計(jì)算滾珠與滾道的接觸剛度</p><p>　　1. 滾珠絲杠螺母副不預(yù)緊時(shí)，有</p><p>　　=N/ (3-20) 2. 滾珠絲杠螺母副預(yù)緊時(shí)，有</p><p>　　=N/ (3-21

117、)</p><p>　　式中 ——從滾珠絲杠樣本上查取得剛度值(N/)；</p><p>　　——額定動(dòng)載荷(N)；</p><p>　　—滾珠絲杠上所承受的軸向工作載荷(N)。</p><p>　　常用滾珠絲杠型號(hào)及參數(shù)得滾珠與滾道的接觸剛度 =636N/，滾珠絲杠的額定動(dòng)載荷=11300 N，已知滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷=964.

118、66N，則由式(3-21)得</p><p>　　===603.33N/</p><p>　　3.11.4 計(jì)算進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的綜合拉壓剛度</p><p>　　進(jìn)給系統(tǒng)的最大綜合拉壓剛度和最小綜合拉壓剛度</p><p>　　=N/ (3-22)</p><p>　　=N/

119、 (3-23)</p><p>　　由式公式(3-22)得進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為</p><p>　　===0.0044N/</p><p><b>　　故=185N/</b></p><p>　　由式公式(3-23)得進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為</p><p>

120、;　　===0.0077N/</p><p><b>　　故=130N/</b></p><p>　　3.11 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度</p><p>　　=N·m/rad (3-24)</p><p>　　式中 ——扭轉(zhuǎn)作用點(diǎn)之間的距離(cm)，對(duì)數(shù)控機(jī)床使用的滾珠絲杠螺