《畢業(yè)論文定稿-X-Y數控運動工作臺設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)論文定稿-X-Y數控運動工作臺設計（25頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

畢業(yè)設計（論文）X-Y 數控運動工作臺設計設計（論文）題目： X-Y 數控運動工作臺設計 學 院 名 稱： 專 業(yè)： 學 生 姓 名： 學 號： 指 導 教 師： 2013 年 月 日原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763摘 要X-Y 數控工作臺是許多機電一體化設備的基本部件，如數控車床的縱—橫向進刀機構、數控銑床和數控鉆床的 X-Y 工作臺、激光加工設備的工作臺、電子元件表面貼裝設備等。模塊化的 X-Y 數控工作臺，通常由導軌座、移動滑塊、工作、滾珠絲杠螺母副，以及伺服電動機等部件構成。其中伺服電動機做執(zhí)行元件用來驅動滾珠絲杠，滾珠絲杠螺母帶動滑塊和工作平臺在導軌上運動，完成工作臺在 X、Y 方向的直線移動。導軌副、滾珠絲杠螺母副和伺服電動機等均以標準化，由專門廠家生產，設計時只需根據工作載荷選取即可。關鍵詞：X-Y 數控工作臺；設計；過程；功能原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載IIIABSTRACTX-Y NC worktable is a fundamental part of many electromechanical integration equipment, such as CNC lathe longitudinal and transverse feed mechanism, CNC milling machine and CNC drilling machine of the X-Y table, laser processing equipment for working table, electronic element surface mount equipment etc X-Y NC Worktable module, usually by the rail seat, move the slider, work, ball screw pair, and a servo motor and other components. The servo motor to drive the ball screw actuator, a ball screw nut drives the slide block and the working platform motion on the guide rail, straight mobile work station in X, Y direction. Guide, ball screw and servo motor are based on standard, by the specialized manufacturers, only when the design work load to select.Keywords: X-Y NC worktable ;design ;process ;function原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載IV目 錄摘 要 IIAbstract.III目 錄 IV第 1 章 緒論 .11.1 課題研究意義 11.2 X-Y 數控運動工作臺應用 1第 2 章 X-Y 數控運動工作臺設計要求 22.1 設計主要要求 .22.2 綜合作業(yè)內容 2第 3 章 X-Y 數控運動工作臺機械系統(tǒng)設計 33.1 脈沖當量選擇 33.2 工作臺外形尺寸及重量估算 33.3 滾動導軌副的計算與選擇 .43.4 滾珠絲杠副的載荷計算 53.5 傳動效率計算 83.6 穩(wěn)定性驗算 83.6 剛度驗算 .83.7 滾珠絲杠精度等級確定 .93.8 滾動導軌副的防護 .113.9 直線滾動導軌副的計算、選擇 .113.10 電機至絲杠之間齒輪減速傳動設計 133.11 等效轉動慣量計算(不計傳動效率) .163.12 電機的計算選型 .173.13 聯軸器選擇 .17結 論 .18致 謝 .19原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載V參考文獻 .20原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載1第 1 章 緒論1.1 課題研究意義制造業(yè)是國家重要的基礎工業(yè)之一，制造業(yè)的基礎是是眾多機械制造的母機，它的發(fā)展水平，與制造業(yè)的生產能力和制造精度有著直接關系，關系到國家機械工業(yè)以至整個制造業(yè)的發(fā)展水平.是先進制造技術的基本單元載體，機械產品的質量、更新速度、對市場的應變能力、生產效率等在很大程度上取決于的效能。因此，制造業(yè)對于一個國家經濟發(fā)展起著舉足輕重的作用我國是世界上產量最多的國家.根據德國工業(yè)協(xié)會(VD W )2000 年統(tǒng)計資料，在主要的生產國家中，中國排名為世界第五位。但是在國際市場競爭中仍處于較低水平:即使在國內市場也面臨著嚴峻的形勢:一方面國內市場對各類產品有著大量的需求，而另一方面卻有不少國產滯銷積壓，國外產品充斥市場。1.2 X-Y 數控運動工作臺應用現代科學技術的不斷發(fā)展，極大地推動了不同學科的交叉與滲透，導致了工程領域的技術革命與改造。在機械工程領域，由于微電子技術和計算機技術的迅速發(fā)展及其向機械工業(yè)的滲透所形成的機電一體化，使機械工業(yè)的技術結構、產品機構、功能與構成、生產方式及管理體系發(fā)生了巨大變化，使工業(yè)生產由“機械電氣化”邁入了“機電一體化”為特征的發(fā)展階段。X-Y 數控工作臺是許多機電一體化設備的基本部件，如數控車床的縱—橫向進刀機構、數控銑床和數控鉆床的 X-Y 工作臺、激光加工設備的工作臺、電子元件表面貼裝設備等。模塊化的 X-Y 數控工作臺，通常由導軌座、移動滑塊、工作、滾珠絲杠螺母副，以及伺服電動機等部件構成。其中伺服電動機做執(zhí)行元件用來驅動滾珠絲杠，滾珠絲杠螺母帶動滑塊和工作平臺在導軌上運動，完成工作臺在 X、Y 方向的直線移動。導軌副、滾珠絲杠螺母副和伺服電動機等均以標準化，由專門廠家生產，設計時只需根據工作載荷選取即可。控制系統(tǒng)根據需要，可以選取用標準的工作控制計算機，也可以設計專用的微機控制系統(tǒng)。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載2第 2 章 X-Y 數控運動工作臺設計要求2.1 設計主要要求1、設計可實現 X/Y 向數控運動工作臺2、數控運動驅動力源采用交流伺服電機.但所選電機必須與該電機生產廠所列技術數據一致3、工作臺尺寸 450X350mm（X/Y）4、工作臺（X/Y）工作行徑 400/3005、脈沖當量 X/Y 0.004mm/脈沖6、X 向最高工作進給速度 200mm/min7、X 向最高空載快進速度 300mm/min8、工件最大重量（包括夾具）為 400kg9、工作壽命每天 8 小時，連續(xù)工作 5 年，250/年10、進給機械系統(tǒng)均采用滾動絲杠和滾動導軌副2.2 綜合作業(yè)內容1、數控十字工作臺裝配圖一張(提供打印并簽名）2、設計說明書一份（主要內容 1 電機選型計算（脈沖當量 2 滾動絲杠選型與計算 3 滾動導軌選型計算原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載3第 3 章 X-Y 數控運動工作臺機械系統(tǒng)設計3.1 脈沖當量選擇脈沖當量 δp 是一個進給指令時工作臺的位移量，應小于等于工作臺的位置精度，由于脈沖當量 X/Y 0.004mm/脈沖 由已知設計參數初定脈沖當量 δ=0.004mm/p3.2 工作臺外形尺寸及重量估算3-1 工作臺簡圖已知題設要求：工作臺尺寸 450X350mm（X/Y）取 X 向導軌支撐鋼球的中心距為 350mm,Y 向導軌支撐鋼球的中心距為 230mm,設計工作臺簡圖如下：X 向拖板（上拖板）尺寸：長 寬 高 350×230×50?重量：按重量=體積×材料比重估算N?XW323502107.8314????Y 向拖板（下拖板）尺寸： 350×230×50N32.??上導軌座（連電機）重量：原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載4223(2014382158)7.10.107????????()N夾具及工件重量：400kg 約 4000N。X-Y 工作臺運動部分的總重量：約 4735N。3.3 滾動導軌副的計算與選擇根據給定的工作臺運動部件的總重量及負載和估算的 和 計算導軌的靜安全系數 XWY=C0/P，式中：C0 為導軌的基本靜額定載荷 ；工作載荷 P=0.5( +W)； =1.0~3.0(一般SLf KNZFSLf運行狀況) ，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動） 。根據計算結果查有關資料初選導軌：因系統(tǒng)受中等沖擊,因此取 ，4.0sLf???Fz735,, ,0.5()OSLXYZCfPFW????????NPfCYSLOXslZY 10985.245.2437????根據計算額定靜載荷初選導軌:⑴、導軌型式：圓形截面滾珠導軌⑵、導軌長度絲杠有效行程 由[3]表 5-4 查得 le=20 mm已知工作臺尺寸 450X350mm（X/Y）已知工作臺（X/Y）工作行徑 400/300①上導軌（X 向）取動導軌長度 450Bl?動導軌行程 支承導軌長度 +240+2=87BLl?②下導軌（Y 向）取動導軌長度 350l?動導軌行程 B支承導軌長度 +2350+2=670Ll?選擇導軌的型號：GTA16 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載5⑶、直線滾動軸承的選型⑶、直線滾動軸承的選型①上導軌 40+31=4()XGN?②下導軌的 ??Y75由于本系統(tǒng)負載相對較小，查表后得出 LM10UUOP 型直線滾動軸承的額定動載荷為，大于實際動負載；但考慮到經濟性等因素最后選擇 LM16UUOP 型直線滾動軸承。并采用雙排兩列 4 個直線滾動軸承來實現滑動平臺的支撐。⑷、滾動導軌剛度及預緊方法 當工作臺往復移動時，工作臺壓在兩端滾動體上的壓力會發(fā)生變化，受力大的滾動體變形大，受力小的滾動體變形小。當導軌在位置Ⅰ時，兩端滾動體受力相等，工作臺保持水平；當導軌移動到位置Ⅱ或Ⅲ時，兩端滾動體受力不相等，變形不一致，使工作臺傾斜 α 角，由此造成誤差。此外，滾動體支承工作臺，若工作臺剛度差，則在自重和載荷作用下產生彈性變形，會使工作臺下凹（有時還可能出現波浪形） ，影響導軌的精度。3.4 滾珠絲杠副的載荷計算（1）.滾珠循環(huán)方式由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》 》表 5-1 查得,選擇外循環(huán)插管式（2）.軸向間隙預緊方式預緊目的在于消除滾珠螺旋傳動的間隙,避免間隙引起的空程,從而提高傳動精度.由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》 》表 5-2 查得,采用雙螺母墊片預緊方式。2）滾珠絲杠副直徑和基本導程系列由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載6導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》 》工作負載是指機床工作時，實際作用在滾珠絲桿上的軸向壓力，他的數值用進給牽引力的實驗公式計算。選定導軌為滑動導軌，取摩擦系數為 0.03，K 為顛覆力矩影響系數，一般取 1.1~1.5，本課題中取 1.3。⑴、最大動負載 Q 的計算3HLfP??式中： fW為載荷系數，中等沖擊時為 1.2~1.5； fH為硬度系數，HRC≥58 時為 1.0。查表得系數 ， ，壽命值:1f?60nTL?查表得使用壽命時間 T= =10000h，初選絲杠螺距 t=5mm，得絲杠轉速8250???min741313-max rtV?（X 向最高空載快進速度 300mm/min）所以 5107566??LX 向絲杠牽引力.4xxPfG當 ()f當 —當 量 摩 擦 系 數10316)N???Y 向絲杠牽引力.4Yf當 ()f當 —當 量 摩 擦 系 數1YPG?當 1.40.7356(N???所以最大動負荷X 向 9.213xQ??Y 向 386745???Y根據使用情況選擇滾珠絲杠螺母的結構形式，并根據最大動載荷的數值可選擇滾珠絲杠的型號為: CM 系列滾珠絲桿副，其型號為：CM2005-5。其基本參數如下:原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載7其額定動載荷為 14205N 足夠用.滾珠循環(huán)方式為外循環(huán)螺旋槽式,預緊方式采用雙螺母螺紋預yQ緊形式.滾珠絲杠螺母副的幾何參數的計算如下表名稱 計算公式 結果公稱直徑 0d―― 20mm螺距 t ―― ５mm接觸角 ?―― 045鋼球直徑 bd―― 4.175mm螺紋滾道法向半徑 R0.52bRd?1.651mm偏心距 e()sine???0.04489mm螺紋升角 ?0tarcgd???0'43原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載8螺桿外徑 d0(.2~5)bdd??19.365mm螺桿內徑 11eR?16.788mm螺桿接觸直徑 220cosb?17.755mm螺母螺紋外徑 Dde??24.212mm螺母內徑（外循環(huán)） 110(.~5)bd?20.7mm3.5 傳動效率計算絲杠螺母副的傳動效率為： )(?????tg式中： φ =10’，為摩擦角； γ 為絲杠螺旋升角。 0'''43()(1)0.96ggt tt??????3.6 穩(wěn)定性驗算絲杠兩端采用止推軸承時不需要穩(wěn)定性驗算。3.6 剛度驗算滾珠絲杠受工作負載引起的導程變化量為： (cm)ESFll01???Y 向所受牽引力大,故用 Y 向參數計算60622 21.5615.80.12214125(/)3.40FNlcmECMSRL????????絲杠受扭矩引起的導程變化量很小，可忽略不計。導程變形總誤差 Δ 為E 級精度絲杠允許的064110.5.2.102.[]l um????????螺距誤差[ Δ]=15μm/m。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載93.7 滾珠絲杠精度等級確定（1）.絲杠有效行程 由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》 》表 5-4 查得 le=20 mm導軌總長 Lu =210+120+20=350mm 所以絲杠總長 Lv =350-20=330mm（2）.精度等級 根據有效行程內的平均行程允許偏差 ep=0.01/300×350×103=11.7 查樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編 .《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》表 5-5 得:精度等級為 T34）滾珠絲杠副支承形式選擇滾珠絲杠主要承受軸向載荷,應選用運轉精度高,軸向剛度高、摩擦力距小的滾動軸承.滾珠絲杠副的支承主要約束絲杠的軸向串動,其次才是徑向約束。由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》表 5-6 查得,采用一端固定一端游動(F-S)支承形式.5）滾珠絲杠副的選擇高速或較高轉速情況 按額定動負荷 Cα≥Cαj選擇滾珠絲杠副Cαj=[(Fefw)/(fhftfafk)]×[(60Lhne)/(106)]1/3式中 Cαj--滾珠絲杠副的計算軸向動負荷(N)Fe--絲杠軸向當量負荷(N)，取進給抗力和摩擦力之和的一半. F e=(120+0.06×120)/2=63.6Nne--絲杠當量轉速(r/min). n e=250r/min.Lh--絲杠工作壽命(h). 查考樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》 》表 5-7 得 Lh=15000 h.ft--溫度系數. 查樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》 》表 5-8,得 ft=0.70.原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載10fa--精度系數. 查樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》 》表 5-9 得 fa=1.0fw--負載性質系數. 查[2]表 5-10 得 fw=0.95fh--硬度系數.查[2] 表 5-11 得 fh=1.0fk--可靠性系數.查[2]表 5-12 得 fk=0.21.計算得 Caj=2.5N表 3-1-1 各類機械預期工作時間 Lh表 3-1-2 精度系數 fa表 3-1-3 可靠性系數 fk表 3-1-4 負載性質系數 fw6）滾珠絲杠副校核（1）.臨界壓縮負荷 對于一端軸向固定受壓縮的滾珠絲杠,應進行壓杠穩(wěn)定性校核計算.不發(fā)生失穩(wěn)的最大壓縮負荷稱為臨界壓縮負荷,用 Fn 表示Fn=3.4×1010(f1d24)÷(L02) ×K1原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載11式中 L0–--最長受壓長度. 取 400 mmf1--絲杠支承方式系數, F-S 取 2d2--絲杠螺紋底徑 ,查[4]3-32 取 17.6 mmk1 安全系數，取 1/3Fn=13593NFmax（2）.臨界轉速ncr=9910(f22d2)/Lc2式中 f2--絲杠支承方式系數,F-S 取 3.927. Lc --臨時轉速計算長度. L c =0.5m. d2--絲杠螺紋底徑 ,取 17.6mmncr= 10758.9r/min nmax 取,同時驗算絲杠另一個臨界值 d0n=20×833=7500 ={2Kt×T1×（u＋1）×(ZHZE)2/[Φd×εa×u×[σH]2]}(1/3)（1）.試選 Kt=1.6, (由[1]表 10-6)得材料彈性影響系數 ZE＝189.8MPa1/2（2）.(由[1]圖 10-30 得)選取區(qū)域系數 ZH=2.433,(由[1]表 10-7)選取齒寬系數 Φd＝0.3，（3）.（由[1]圖 10-26）查得 εa1＝0.78，εa2 ＝0. 8，則 εa＝εa1+εa2 ＝1.58（4）.應力循環(huán)系數取 j=1 已知 V=1.0m/min，滾珠絲杠的基本導程 P=5mm，則nmax=(vmax/δ)×(α/360°)=(1000/0.004) ×(0.36/360)=250 r/min所以 N1=60njLh=60×250×1×(2×8×300×15)＝1.08×109 N2=N1/i=1.08×109/1.25＝8.64×108(5).（由[1]圖 10-19）查得接觸疲勞壽命系數 KHN1=0.86，KHN2=0.87(6).（由[1]圖 10-21d）查得小齒輪接觸疲勞強度極限 σHlim1=600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限 σHlim2=550MPa(7).計算疲勞強度許用應力，取安全系數 S=1 [σH]1＝KHN1×σHlim1/S=0.86×600/1＝516MPa[σH]2＝KHN2×σHlim2/S=0.87×550/1＝478.5Mpa[σH]= （[σH]1+[σH]2）/2 =497.25Mpa(8).計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=9.55×106Px/nx=77.9N.mmb） 、計算（1）.試算小齒輪分度圓直徑d1t={2Kt×T1×（u＋1）×(ZHZE)2/[Φd×εa×u×[σH]2]}(1/3)={2×1.6×77.9×2.25/（0.3×1.58×1.25）× （2.433×189.8/494.25）2}}（1/3 ）＝ 9.38mm（2).計算圓周速度 v=лd1tn1/(60×1000)＝0.123 m/s原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載15（3).計算齒寬 b 及模數 mnt, b=Φdd1t=0.3×9.38＝ 2.81mmmnt=d1tcosβ/Z1=9.38×cos14°/24=0.38mm h=2.25mnt=2.25×0.38mm = 0.855mm b/h=2.81/0.855=3.3（4).計算縱向重合度 εβ＝ 0.318×Φd×Z1×tanβ=0.318×0.3×24×tan14°=0.57（5).計算載荷系數 K，查[1]表 10-2，得使用系數 KA=1.25,根據 v=0.123 m/s ,7 級精度，由書圖 10-8 查得動載系數 Kv=1.01,（由書表 10-4）查得 KHβ 的計算公式：KHβ=1.12+0.18(1+0.67Φd2)Φd2+0.23×10-3×b =1.14由 b/h=3.3,(由書圖 10-13)查得 KFβ=1.08, 由（[1]表 10-3）查得 KHα=KFα=1.2,故載荷系數 K=kAKvKHαKHβ=1.25×1.01×1.2×1.08＝1.6362（6）.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑d1=d1t(K/Kt)(1/3)=9.38×（1.6362/1.6） （1/3）=9.45mm（7).計算模數 mn=d1×cosβ/Z1=9.45×cos14°/24=0.382mm 3） 、a).按齒輪彎曲強度設計mn={(2Kt1Yβcos2β/ΦdZ12εα)×(YFαYSα/[σF])}(1/3)（1）.計算載荷系數，K=KA×Kv×KFα×KFβ=1.25×1.01×1.2×1.04=1.6263（2）.根據縱向重合度 εβ=0.57，由（[1]圖 10-28）查得螺旋角影響系數 Yβ=0.87（3）.計算當量齒數 Zv1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.27Zv2=Z2/cos3β=30/cos314°=32.8（4）.由（[1]表 10-5）查出,YFa1=2.592,YSa1=1.596,YFa2=2.49,YSa2=1.629,因為（書圖 10-20c）小齒輪彎曲極限強度 σFE1=500MPa,大齒輪 σFE2＝380MPa,（書圖 10-18）得彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.85 KFN2=0.88,取安全系數 S=1.1[σF]1＝ KFN1×σFE1/S=386.36MPa[σF]2＝ KFN2×σFE1/S=304MPa（5）.計算大、小齒輪 YFa1 YSa1/[σF]1 、YFa2 YSa2/[σF]2 并加以比較YFa1 YSa1/[σF]1=2.592×1.596/386.36=0.0107YFa2 YSa2/[σF]2=2.49×1.629/304＝0.013 取大齒輪數據原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載16b).設計計算mn={(2Kt1Yβcos2β/ΦdZ12εα)×(YFαYSα/[σF])}(1/3)={2×1.6263×77.9×0.0133×(cos14°)2/（0.3×242×1.58）}（1/3 ）=0.23mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數 mn 大于齒根彎曲疲勞強度計算得法面模數，取 mn＝2 mm，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度計算得的分度圓直徑 d1=48mm ,來計算應有的齒數，于是有Z1=d1cosβ/mn=48×cos14°/2＝23.28，取 Z1＝24，則 Z2＝i×Z1=1.25×24 ＝304．幾何尺寸計算（1）.中心距 a=(Z1+Z2)mn/(2×cosβ)=(24+30)×2/（ 2×cos14°）＝55.65 mm 所以圓整為56 mm（2）.按圓整后的中心距修正螺旋角 β＝arccos[(Z1+Z2)mn/2a]=arccos[(24+30) ×2/(2×56) =15.395°, 因 β 值改變不多，故參數 εα、Kβ 、ZH 等不必修正（3）.計算大、小齒輪分度圓直徑d1=Z1mn/cosβ=24×2/cos15.359°=49.78 mmd2=Z2mn/cosβ=30×2/cos15.359° =62.22 mm（4）.計算齒輪寬度 b=Φdd1=0.3×49.78＝14.934mm 所以取 B2=15mm,為易于補償齒輪軸向位置誤差，應使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，所以小齒輪約為 B1=16mm3.11 等效轉動慣量計算(不計傳動效率)小齒輪轉動慣量 Jg1=(πd 14b1ρ)／32=[π4 4×1.4×7.85×10-3]／32 =0.276×10-4 kg.m2式中 鋼密度 ρ=7.85×10 -3 kg/cm3同理,大齒輪轉動慣量 J g2=0.498×10-4 kg.m2 查設計手冊初選滾珠絲杠 CDM2005-3, 得到 d0=20 mm ,l=430 mm滾珠絲杠轉動慣量 Js=(πd 04lρ)／32={[π(2) 4×43×7.85×10-3]／32}×10 -4 kg.m2 =0.53×10-4 kg.m2工作重物為 12kgJw=(w/g)×(tsP／2π) 2 ÷i2 =12×(0.5／2π) 2 ÷2.12×10-4 kg.m2 =1.71×10-6 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載17kg.m2因此,折算到電機軸上的等效轉動慣量 JeJe= Jg1+ Jw+( Jg2+Js) ÷i2 =0.807×10-4 kg.m2 3.12 電機的計算選型查設計指導書(4-7)~(4-9)可知:Mt=[(Fx+μFy) tsP]/(2πηi)= [(180+0.06×140)×0.005]/(2π×0.8×2.1)=0.089N.mMf= (Ff tsP)/(2πηi)= (μW tsP)/(2πηi)=(0.06×12×10×0.005)/ (2π×0.8×2.1)=0.00341N.m上述式中 η—絲杠預緊時的傳動效率取 η=0.8μ——為摩擦系數取 0.06nmax=(vmax/δ)×(α/360°)=(2000/0.005) ×(0.75/360)=833 r/min取起動加速時間 tα=0.03 s初選 60BYG350DL-SASSML-0451 的電動機M0=(Fp0tsp)÷(2πηi) ×(1-η02)= (1/3Fxtsp)÷(2πηi) ×(1-η02) =[(1/3) ×180×0.006]÷(2π×0.8×2.1) ×[1-0.92]=0.054 N.m式中 Fp0—滾珠絲杠預加負荷,一般取 Fy/3Fy—進給牽引力 (N)η0—滾珠絲杠未預緊時的傳動效率,取 0.9J=( Je +Jm)= 0.807×10-4 kg．m 2+0.3×10-4 kg.m2 =1.107×10-4 kg.m2Ma=( Je +Jm)( 2πnmax)/(60tα)= 0.2926N.mMq= Ma+ Mf+ M0=0.2926+0.00341+0.054=0.35N.mMc= Mt+ Mf+ M0=0.089+0.00341+0.054=0.1464N.mMk= Mf+ M0=0.00341+0.054=0.05741N.m從計算可知, M q 最大,作為初選電動機的依據.Mq/ Mjmax=0.4460.9 滿足所需轉矩要求.4)步進電機動態(tài)特性校驗 Je /Jm4 說明慣量可以匹配綜上所述,可選 60BYG350DL-SASSML-0451 的電機原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載183.13 聯軸器選擇聯軸器除聯接兩軸并傳遞轉矩外，有些還有補償兩軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能，以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。因此要根據傳動裝置工作要求來選定聯軸器類型。本方案選擇套筒聯軸器。結 論在開發(fā)過程中，針對加工過程中存在的難點進行了攻關。在設計上采取了一系列的措施，本項工作還有許多值得完善的地方這些問題通過改進設計、完善工藝、現場的不斷實踐、總結，必將會得到進步的提高。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載19致 謝本次畢業(yè)設計涉及的全部內容是在指導老師 XX 老師的悉心指導下完成的。感謝 XX老師給我提供了良好的課題條件，讓我從這次設計中得到了很好的鍛煉。同時也為我講解了不少難題，在此特別感謝。XX 老師淵博的學識、嚴謹的治學態(tài)度、平易近人的作風和認真負責的工作態(tài)度讓我們受益非淺。從 XX 老師處我們學到了許多的專業(yè)知識和相關的設計方法。在此，謹向恩師表示最真誠的感謝。感謝他在百忙中給予我們的指導。當然還有本院其他老師的指導。在此我向各位給予我指導的老師表示忠心的感謝和致敬。最后還要感謝的，也是最應該感謝的是 XX 學院，學院讓我們有這么好的學習條件。通過四年的學習，讓我們成為有用之才；也是學院給我們了這次畢業(yè)設計機會，讓我們在走上工作崗位之前好好的鍛煉一下自己。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載20參考文獻[1] 龔桂 .機械設計課程設計指導書 .北京:高等教育出版社，1990[2] 章宏甲,黃誼 .液壓傳動 .北京:機械工業(yè)出版社，2003[3] 左健民 .液壓與氣壓傳動 .北京:機械工業(yè)出版社，2002[4] 顧維邦 .金屬切削機床概論 .北京:機械工業(yè)出版社，2002[5] 戴曙 .金屬切削機床設計 .北京:機械工業(yè)出版社，1993[6] 華東紡織工學院,哈爾濱工業(yè)大學,天津大學 .機床設計圖冊 .上海:上?？茖W技術出版社，1984[7] 徐景輝 .機床裝配 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