双坐标十字滑台的设计

1双坐标十字滑台的设计一．机械部分1.设计目的1.1加深理解和掌握《机电一体化》、《计算机接口设计》、《计算机控制技术》、《数控技术》等课程的基本知识，提高学生综合运用所学知识的能力。1.2培养学生根据设计课题的需要，选用参考书，查阅有关工程手册的技术数据、图标和文献资料的能力。2.设计任务2.1组号1.工作台长X宽（mm）：390X290。工作台工作重量：1800N2.2工作台行程：△Z=工作台长-100△Y=工作台宽-1002.3脉冲当量：0.005—0.008mm/p3.设计要求3.1工作台进给运动采用滚珠丝杠螺母传动；3.2滚珠丝杠支承方式为双推—简支型；3.3驱动电机为反应式步进电动机；3.4步进电机与滚珠丝杠间采用齿轮降速、要求消除齿轮传动的2间隙。4.设计步骤4.1总体方案的选择与确定；4.2设计方案论证后查阅资料。5.工作量5.1零号装备图一张；5.2设计说明书一个（30页以上）。6.工作台结构及参数设计6.1数控工作台采用步进电机驱动的开环控位结构，其单项驱动系统结构简图如图1-1所示。36.2滚珠丝杠设计下丝杠设计滚珠丝杠时，已知工作条件是：工作载荷F=900+400=1300（N）使用寿命L，h=10000（h），丝杠的工作长度（或螺母的有效行程）L=0.31（m）、丝杠的转速n（平均转速n=100r/min或最大转速10000maxnr/min），以及滚道硬度58-63HRC和运转精度mm03.0。6.2.1计算载荷FcFc=KF*KH*KAFM=1.21.01.01150=1380N查表2-6取KF=1.2、查表2-7取KH=1.0、查表2-4取D级精度、查表2-8取KA=1.0。6.2.2计算额定动载荷，计算值Ca’Ca‘=341064.1nhLncF=1380341067.110000100=5125.3N6.2.3根据Ca‘选择滚珠丝杠副，假设选用Fc型号，按滚珠丝杠副的额定动载荷等于或稍大于Ca‘的原则，查表2-9选以下型号4规格：5393,5.220041CaFcN8630,5.220051acCFN考虑各种因素选用5.220041cF，由表2-9得丝杠副数据：公称直径：mmD200导程：P=4mm螺旋角：0383滚珠直径：d0=2.381mm按表2-1中尺寸公式计算：滚道半径：R=0.521d=1.238mm偏心距：e=(R-d/2)21036.3707.0mm6.2.4稳定性验算6.2.4.1丝杠不会发生失稳的最大载荷称为临界载荷Fcr（N），按下式计算：Fcr=2)(2UCaFI式中，E为丝杠材料的弹性模量，对于钢E=206GPa；L为丝杠工作长度（m）；Ia为丝杠危险截面的轴惯性矩（m4）；u为长度系数，见表2-10Ia=6441d49410464)0176.0(14.3m5取u=2/3，则Fcr=429921039.6)19.032(1041020614.3N安全系数S=7.7109001039.64mcrFF。查表2-10[s]=2.5---3.3,S[s],丝杠是安全的，不会失稳。6.2.4.2高速长丝杠工作时，可能发生共振，因此需要验算其不会发生共振的最高转速——临界转速ncr。需求丝杠的最大转速nmaxncr，临界转速ncr（r/min）可按下式计算：ncr=9910212)(uldfc式中fc为临界转速系数，见表2-10，取Fc=3.927u=2/3，则ncr=min/9.21178)19.032(0176.0927.3991022rncrnmax=10000r/min,所以丝杠工作时，不会发生共振。6.2.4.3此外滚珠丝杠副还受D0n值的限制，通常要求D0n7*104mmr/min，D0n=20min/.1071004rmm所以丝杠副工作稳定。6.2.4.4刚度验算滚珠丝杠在工作负载下F（N）和转矩T（N*m）共同作用下起每个导程的变形量△l0（m）为△l0=CGJTPEAPF22式中A为丝杠截面积，A=2421104.241md，Jc为丝杠6的极惯性矩Jc=494110932md，G为丝杠切变模量，对钢G=83.3，J（N*m）为转矩，T=MNDFm.509.0)tan(20式中，ρ为摩擦角，其正切函数值为摩擦系数，FM为平均工作载荷，按最不利的情况取（其中F=Fm）0lum2992494109109103.8314.32509.0004.0104.210206900104则丝杠在工作长度上的弹性变形所引起的导程误差为△l=umumlpl1503.0212128.410410919.0.320通常要求丝杠的导程误差△l应小于其传动精度的1/2，即该丝杠的△l满足上式，所以其刚度可满足要求。6.2.4.5效率验算滚珠丝杠副的传动效率为η=%5.94%100)tan(tann要求在90%--95%之间，所以该丝杠副合格。经上述计算验证，5.220041cF各项性能均符合题目要求，可选用。7下丝杠的设计要求如下：设计滚珠丝杠时，已知工作条件是：工作载荷F=900（N）使用寿命L，h=10000（h），丝杠的工作长度（或螺母的有效行程）L=0.31（m）、丝杠的转速n（平均转速n=100r/min或最大转速10000maxnr/min），以及滚道硬度58-63HRC和运转精度mm03.0。同上述的计算及验算校核选取考虑各种因素选用5.220041cF上丝杠的承受载荷比下丝杠小顾选用5.220041cF完全可以上下丝杠均选用5.220041cF型号6.2．5丝杠轴承的选择型号：52202数量：2参数及尺寸d=12mmD=32mm1T=22mmaC=16.5KNA=0.003maxn=4800r/minB=5mm型号：6201数量：4参数及尺寸d=12mmD=32mmB=10mmrC=6.82KNmaxn=1900r/min2d=18.3mm2D=26.1mmminr=0.66.2．6丝杠的消隙采用垫片调隙式调整垫片的厚度使螺母产生微量的轴向位8移，已达到消除轴向间隙和产生预紧力的目的。6.3滚动导轨有已知条件得，该导轨的额定工作时间寿命Th为：Th=h900053006由Th=nlTss2103得Ts=2310nlTsh=2km1000608.09000=3456km因滑座数m=4，所以每根导轨上使用2个滑座由表2-15-2-18确定fc=0.81，fH=1，fT=1fW=2，则由式（2-9）Ts=3FCffffkawcthCa=wcthsffffKTF3/其中F=NNMF67541800900Ca=NN46.589821181.050345667539若选用汉江机场床的HJG-D系列滚动直线导轨，查表2-13，其中HJG-D25型号的导轨的Ca值为17500N，能满足五年的使用要求，所以可选用HJG-D25的滚动直线导轨上下导轨均选用HJG-D25的滚动直线导轨7.步进电机的选择下电机的要求：工作台的重量m=220kg导轨摩擦系数0.2最大轴向力F=1100N=0.0057.1减速器传动比的计算i=2005.0360004.9.03600P按最小惯量条件，从图5-33、5-34查得减速器应用级传动，选各传动齿轮齿数分别为Z1=20，Z2=40，模数m=2mm齿宽1b=25mm2b=20mm7.2电动机轴上总当量，负载传动惯量计算按式5-26分别计算各传动件的转动惯性，其中齿数的等效值分别为分度圆直径丝杠的等效直径为Ø。Jz1=32141Ld=51047.42.mkgJz2=3222Ld=5104.92.mkgJS=32Dl=25.103mkg10将各传动件的转动惯量及工作台质量计算到电动机轴上得总当量负载转动惯量。Jd=mIPJJiJSZZ2221)2()(1=24.10547.mkg7.3惯量匹配计算716.01075.010537.044mdJJ满足141mdJJ，要求说明惯量匹配比较合理。7.4步进电机负载能力校验步进电机轴上的总惯量J=Jm+Jd=2444.10287.11075.010537.0mkg，空载启动时电动机轴上的惯性转矩：mNtVPiJTJ.34.02max电动机轴上的当量摩擦转矩：mNmgiPT.143.02其中伺服进给传动链的总效率取η=0.8设滚动丝杠螺母副的预紧力为最大轴向载荷的1/3则因预紧力而引起的折算到电动机轴上的附加摩擦力转矩为：11T0=mNFp.023.0)1(3i22工作台上的最大轴向载荷折算到电动机轴上的负载转矩为：Tw=mNFip.358.02于是空载启动时电动机轴上的总负载转矩为mNTTTTJq.506.00在最大外载荷工作下工作时电动机轴上的总负载转矩为：T1=mNTTTW.524.00按表5-5查得空载启动时所需电动机最大转矩为：Ts1=mNTq.715.0707.0按式5-39可求最大外载荷工作时所需电动机最大静转矩为：Ts2=mNT.08.1~75.1)5.0~3.0(1根据以上的计算数据选的电机型号为：56BYG250E127.5技术参数及型号如下：由于Ts=2.5N.m1.75N.m所以步进电动机能正常启动。上面的电机要求与下面的电机相同且载荷小些顾上电机选用56BYG250E-SASSBL型号的步进电机符合要求。经上述计算和校核上下电机均选用56BYG250E-SASSBL型号的步进电机138.减速器的参数设计8.1选用齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用直齿圆柱齿轮传动（2）用于机床工作台，选用5级精度（3）材料选择：小齿轮材料为40Cr（调制），硬度为280HBS；大齿轮为45钢（调制），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS（4）选小齿轮齿数Z1=20大齿轮齿数Z2=20402取m=2mm按齿面接触强度设计321161*32.2HZEuudKTdt（1）确定公式内各计算数值1)选载荷系数tk=1.32)计算小齿轮转矩mNPT.68.013901.0*9550n*9550小小3)选取齿宽系数5.0d4)查得材料弹性影响系数218.189aEMPZ5)按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim6)计算应力循环次数（寿命10年）999110*05.2210*01.41210*01.4)10*300*8*2(*1*1390*60601jNNjLnnN7）取接触疲劳强度影响系数93.01HNZ94.02HNZ148）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%=1MPaSKHHN558600*93.01lim11MPaSKHHN558600*93.01lim11（2）计算计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中较小值321161*32.2HZEuudKTdt=322)5178.189(23*5.010*8.6*3.132.2=10.69mm所选的齿轮强度满足要求小齿轮：1Z=20m=2mm1b=25mm大齿轮：2Z=40m=2mm2b=20mm消隙方法：双片薄齿轮差齿调整法8.2减速器的轴的设计及轴承的选侧大轴：15小轴：轴承的选择：型号:628数量：4参数及尺寸：d=8mmD=24mmB=8mmrC=3.35KNmaxn=24000r/min2d=12.8mm2D=19.2mmminr=0.3mm型号:6200数量：4参数及尺寸：d=10mmD=30mmB=9mmrC=5.1KNmaxn=2