XY工作台-刀架解析课件.ppt

《XY工作台-刀架解析课件.ppt》由会员分享，可在线阅读，更多相关《XY工作台-刀架解析课件.ppt（54页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、课程设计实例,数控车床自动回转刀架机电系统设计主要设计参数 刀架重量： 32kg 外形尺寸：360203192 刀架工位数：4 最大切削力矩：300mm 刀架转速：30r/min 单工位换刀时间：2.5s,课程设计实例数控车床自动回转刀架机电系统设计,根据装刀数量的不同，自动回转刀架分有四工位、六 工位和八工位等多种形式。,自动回转刀架的外形a）四工位立式 b）六工位卧式,根据装刀数量的不同，自动回转刀架分有四工位、六 工位和八,自动回转刀架的传动机构示意图1-发信盘 2-止推轴承 3-螺杆-螺母副 4-端面齿盘 5-反靠圆盘 6-三相异步电动机7-联轴器 8-蜗杆-蜗轮副 9-反靠销 10-

2、圆柱销 11-上盖圆盘 12-上刀体,自动回转刀架的传动机构示意图,XY工作台-刀架解析课件,总体结构设计 1减速传动机构的设计 普通的三相异步电动机因转速太快，不能直接驱动刀架进行换刀，必须经过适当的减速。根据立式转位刀架的结构特点，采用蜗杆-蜗轮副减速是最佳选择。蜗杆-蜗轮副传动可以改变运动的方向，获得较大的传动比，保证传动精度和平稳性，并且具有自锁功能，还可以实现整个装置的小型化。,总体结构设计 1减速,总体结构设计 2上刀体锁紧与精定位机构的设计 设计上刀体的锁紧与定位机构选用端面齿盘，将上刀体和下刀体的配合面加工成梯形端面齿。当刀架处于锁紧状态时，上下端面齿相互啮合，这时上刀体不能绕

3、刀架的中心轴转动；换刀时电动机正转，抬起机构使上刀体抬起，等上下端面齿脱开后，上刀体才可以绕刀架中心轴转动，完成转位动作。,总体结构设计 2上刀体锁紧与,总体结构设计 3刀架抬起机构的设计 要想使上、下刀体的两个端面齿脱离，就必须设计合适的机构使上刀体抬起。设计选用螺杆-螺母副，在上刀体内部加工出内螺纹当电动机通过蜗杆-蜗轮带动螺杆绕中心轴转动时，作为螺母的上刀体要么转动，要么上下移动。当刀架处于锁紧状态时，上刀体与下刀体的端面齿相互啮合，因为这时上刀体不能与螺杆一起转动，所以螺杆的转动会使上刀体向上移动。当端面齿脱离啮合时，上刀体就与螺杆一同转动。,总体结构设计 3,主要传动部件的设计计算

4、1蜗杆-蜗轮副的设计计算 自动回转刀架的动力源是三相异步电动机，其中蜗杆与电动机直联，刀架转位时蜗轮与上刀体直联。若选择的电动机额定功率P1=90W，额定转速n1=1440r/min，上刀体设计转速n2=30r/min，则蜗杆-蜗轮副的传动比i=n1/n2=1440/30=48。刀架从转位到锁紧时，需要蜗杆反向，工作载荷不均匀，起动时冲击较大，则要求蜗杆-蜗轮副的使用寿命为Lh=10000h。,主要传动部件的设计计算,主要传动部件的设计计算 1蜗杆-蜗轮副的设计计算 （1）蜗杆的选型 国标GB/T 100851988推荐采用渐开线蜗杆（ZI蜗杆）和锥面包络蜗杆（ZK蜗杆）。本设计可采用结构简单

5、、制造方便的渐开线型圆柱蜗杆（ZI型）。 （2）蜗杆-蜗轮副的材料 刀架中的蜗杆-蜗轮副传递的功率不大，但蜗杆转速较高，因此，蜗杆的材料选用45钢，其螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC，以提高表面耐磨性；蜗轮的转速较低，其材料主要考虑耐磨性，选用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模铸造。,主要传动部件的设计计算,（3）按齿面接触疲劳强度进行设计 刀架中的蜗杆-蜗轮副采用闭式传动，多因齿面胶合或点蚀而失效。因此，在进行承载能力计算时，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。按蜗轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为 式中 蜗杆-蜗轮副的传动中心距，单位为mm； K 载荷系

6、数； 作用在蜗轮上的转矩 ，单位Nmm； 弹性影响系数，单位为MPa1/2； 接触系数； 许用接触应力，单位为Mpa。,（3）按齿面接触疲劳强度进行设计 刀架中的蜗杆-蜗轮副采用,算出蜗杆-蜗轮副的中心距a之后，根据已知的传动比i=48，查表选择一个合适的中心距a值，以及相应的蜗杆、蜗轮参数。 确定作用在蜗轮上的转矩T2 设蜗杆头数z1=1，蜗杆-蜗轮副的传动效率取=0.8。 由电动机的额定功率P1=90W，可以算得蜗轮传递的功率P2= P1，再由蜗轮的转速n2=30r/min求得作用在蜗轮上的转矩 2）确定载荷系数K 载荷系数 。其中 为使用系数，由表6-3查得， 由于工作载荷不均匀，起动时

7、冲击较大，因此取 ； 为齿向载荷分布系数，因工作载荷在起动和停止时有变化，故取 ； 为动载系数，由于转速不高、冲击不大，可取 。则载荷系数,Nm = 22.92 Nm = 22920 Nmm,算出蜗杆-蜗轮副的中心距a之后，根据已知的传动比i=,3）确定弹性影响系数 铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配时，从有关手册查得弹性影响系数 =160MPa1/2。 4）确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距 的比值 ，从图6-17中可查得接触系数 。,图6-17 圆柱蜗杆传动的接触系数,3）确定弹性影响系数 铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配时,5）确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1

8、，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表6-4中查得蜗轮的基本许用应力 =268Mpa。已知蜗杆为单头，蜗轮每转一转时每个轮齿啮合的次数j = 1；蜗轮转速n2=30r/min；蜗杆-蜗轮副的使用寿命Lh=10000h。则应力循环次数 N = 60j n2Lh=6013010000=1.8107寿命系数 KHN = = 0.929许用接触应力 MPa 249 MPa,表6-4 铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力,5）确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCu,6）计算中心距 将以上各参数代入（6-9）式，求得中心距 mm 48 mm 查表6-2，取中心距a = 50mm，已知蜗杆头数

9、z1=1，设模数m=1.6mm，得蜗杆分度圆直径d1=20mm。这时 ，由图6-17得接触系数 。因为 ，所以上述计算结果可用。 （4）蜗杆和蜗轮的主要参数与几何尺寸 由蜗杆和蜗轮的基本尺寸和主要参数，算得蜗杆和蜗轮的主要几何尺寸后，即可绘制蜗杆-蜗轮副的工作图了。 1）蜗杆参数与尺寸 头数z1=1，模数m=1.6mm，轴向齿距pa=m=5.027mm，轴向齿厚sa=0.5m=2.514mm，分度圆直径d1=20mm，直径系数q=d1/m=12.5，分度圆导程角 =arctan（z1/q）= 。 取齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.2， 则齿顶圆直径da1=d1+2ha*m=20mm

10、+ 211.6mm=23.2mm， 齿根圆直径df1=d1-2m(ha*+c*)=20-21.6(1+0.2)=16.16 mm。,6）计算中心距 将以上各参数代入（6-9）式，求得中心距,2）蜗轮参数与尺寸 齿数z2=48，模数m=1.6mm， 分度圆直径为d2=mz2=1.648mm =76.8mm， 变位系数x2=a-(d1+d2)/2/m=50-(20+76.8)/2/1.6=1， 蜗轮喉圆直径为da2=d2+2m(ha*+x2)=76.8+21.6(1+1)mm=83.2mm， 蜗轮齿根圆直径df2 df2=d2-2m(ha*-x2+c*) =76.8-21.6(1-1+0.2)mm

11、=76.16mm， 蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-da2/2=(50-83.2/2)mm=8.4mm。（5）校核齿根弯曲疲劳强度 即检验下式是否成立： （6-10） 式中 F 蜗轮齿根弯曲应力，单位为Mpa； YFa2 齿形系数； Y 螺旋角影响系数； F许用弯曲应力，单位为Mpa。 由蜗杆头数z1=1，传动比i=48，可以算出蜗轮齿数z2=iz1=48。 则蜗轮的当量齿数 48.46,2）蜗轮参数与尺寸 齿数z2=48，模数m=1.6m,图6-18 蜗轮的齿形系数,图6-18 蜗轮的齿形系数,根据蜗轮变位系数 和当量齿数 ，查图6-18，得齿形系数:螺旋角影响系数: 根据蜗轮的材料和制造方法，

12、查表6-5，可得蜗轮基本许用弯曲应力蜗轮的寿命系数 蜗轮的许用弯曲应力 = 40.6 Mpa将以上参数代入（6-10）式，得蜗轮齿根弯曲应力 F 37.4 Mpa可见,F ，蜗轮齿根的弯曲强度满足要求。,根据蜗轮变位系数 和当量齿数,XY工作台-刀架解析课件,2. 螺杆的设计计算 （1）螺距的确定 刀架转位时，要求螺杆在转动约170的情况下，上刀体的端面齿与下刀体的端面齿完全脱离；在锁紧的时候，要求上下端面齿的啮合深度达2mm。因此，螺杆的螺距P应满足P170/360 2 mm，即P 4.24 mm，今取螺杆的螺距P = 6 mm。 （2）其他参数的确定 采用单头梯形螺杆，头数n=1，牙侧角=

13、15，外螺纹大径（公称直径）d1=50mm，牙顶间隙 =0.5mm，基本牙型高度H1=0.5P=3mm，外螺纹牙高h3=H1+ =3.5mm，外螺纹中径d2=47mm，外螺纹小径d3=43mm，螺杆螺纹部分长度H=50mm。（3）自锁性能校核 螺杆-螺母材料均用45钢，查表6-6，取二者的摩擦系数f =0.11；再求得梯形螺旋副的当量摩擦角 = 6.5 而螺纹升角 2.33o小于当量摩擦角。因此，所选几何参数满足自锁条件。,2. 螺杆的设计计算 （1）螺距的确定 刀架转位时，要求,国内有关产品参数介绍,常州亚兴数控设备有限公司生产的LD4系列四工位自动回转刀架。该产品采用无触点发信、对销反靠、

14、双端齿精定位、螺纹升降夹紧，工作可靠、刚性好、寿命长，适用于各种车床。其外形尺寸和技术参数见图。,国内有关产品参数介绍 常州亚兴数控设备有限公司,国内有关产品参数介绍,国内有关产品参数介绍,自动回转刀架装配图,自动回转刀架装配图,课程设计实例,X-Y数控工作台机电系统设计 立铣刀最大直径： 15mm 立铣刀齿数：3 最大铣削宽度：15mm 最大背吃刀量：8mm 加工材料为碳素钢或有色金属 X-Y方向的脉冲当量：0.005mm/脉冲 X-Y方向的定位精度：0.01mm 工作台面尺寸230230，加工范围：250250 工作台空载最快移动速度：3m/min 工作台进给最快移动速度：0.4m/min

15、,课程设计实例 X-Y数控工作台机电系统设计,模块化的X-Y数控工作台通常由导轨座、移动滑块、工作平台、滚珠丝杠螺母副以及伺服电机等部件构成。外观形式如图所示。,模块化的X-Y数控工作台通常由导轨座、移动滑块、工,总体方案的确定,1机械传动部件的选择 （1）导轨副的选用 选用直线滚动导轨副。它具有摩擦系数小、不易爬行、传动效率高、结构紧凑、安装预紧方便等优点。 （2）丝杠螺母副的选用 伺服电动机的旋转运动需要通过丝杠螺母副转换成直线运动，要满足0.005mm的脉冲当量和 0.01mm的定位精度，滑动丝杠副无能为力，只有选用滚珠丝杠副才能达到。,总体方案的确定 1机械传动部件,总体方案的确定,1

16、机械传动部件的选择 （3）减速装置的选用 选择了电机和滚珠丝杠副后，为配比脉冲当量，增大电动机的输出转矩，降低运动部件折算到电机转轴上的转动惯量，需要减速装置，且应有消间隙机构。则采用无间隙齿轮传动减速箱。 （4）伺服电动机的选用 脉冲当量未达到0.001mm,空载最快移动速度3m/min。因此，可以选用性能好一些的步进电动机。,总体方案的确定 1机械传动部件,总体方案的确定,1机械传动部件的选择 （5）检测装置的选用 采用半闭环控制,在电动机的尾部转轴上安装增量式旋转编码器，检测电机的转角与转速。旋转编码器的分辨率应与步进电机的步距角相匹配。 考虑到X、Y两个方向的加工范围相同,承受的工作载

17、荷相差不大，为了减少设计工作量，X、Y两个坐标的导轨副、丝杠螺母副、减速装置、伺服电动机以及检测装置拟采用相同的型号与规格。,总体方案的确定 1机械传动部件,机械传动部件的计算与选型1. 导轨上移动部件的重量估算按照下导轨之上移动部件的重量来进行估算。包括工件、夹具、工作平台、上层电动机、减速箱、滚珠丝杠副、直线滚动导轨副、导轨座等，估计重量约为800N。2. 铣削力的计算设零件的加工方式为立式铣削，采用硬质合金立铣刀，工件的材料为碳钢。则由表3-7查得立铣时的铣削力计算公式为： ap1.0n0.13Z （6-11）,机械传动部件的计算与选型1. 导轨上移动部件的重量估算,今选择铣刀直径d=1

18、5mm，齿数Z=3，为了计算最大铣削力，在不对称铣削情况下，取最大铣削宽度ae=15mm，铣削深度ap=8mm，每齿进给量 mm，铣刀转速 。则由式（6-11）求得最大铣削力： Fc=118150.850.10.7515-0.7381.03000.133 N 1463 N,今选择铣刀直径d=15mm，齿数Z=3，为了计算最大铣削,采用立铣刀进行圆柱铣削时，各铣削力之间的比值可由表3-5查得，结合图3-4a，考虑逆铣时的情况，可估算三个方向的铣削力分别为：Ff =1.1Fc1609N，Fe =0.38Fc556N，Ffn =0.25Fc366N 图3-4a为卧铣情况，现考虑立铣，则工作台受到垂直

19、方向的铣削力Fz= Fe =556N，受到水平方向的铣削力分别为Ff和Ffn。今将水平方向较大的铣削力分配给工作台的纵向（丝杠轴线方向），则纵向铣削力Fx= Ff=1609N，径向铣削力Fy =Ffn= 366N。,采用立铣刀进行圆柱铣削时，各铣削力之间的比,3. 直线滚动导轨副的计算与选型 （ 1）滑块承受工作载荷 的计算及导轨型号的选取 工作载荷是影响直线滚动导轨副使用寿命的重要因素。本例中的X-Y工作台为水平布置，采用双导轨、四滑块的支承形式。考虑最不利的情况，即垂直于台面的工作载荷全部由一个滑块承担，则单滑块所受的最大垂向载荷为： = F（6-12）其中，移动部件重量G800N，外加载

20、荷F= Fz= 556N，代入（6-12）式得最大工作载荷PC=756N=0.756kN。 查表3-41，根据工作载荷PC=0.756kN，初选直线滚动导轨副的型号为KL系列的JSA-LG15型，其额定动载荷Ca=7.94 kN，额定静载荷C0a=9.5 kN。 任务书规定工作台面尺寸为230mm230mm，加工范围为250mm250mm，考虑工作行程应留有一定余量，查表3-35，按标准系列，选取导轨的长度为520mm。,3. 直线滚动导轨副的计算与选型 （ 1）滑块,（2）距离额定寿命 的计算 上述选取的KL系列JSA-LG15型导轨副的滚道硬度为HRC60，工作温度不超过100，每根导轨上

21、有两只滑块,精度为4级,工作速度较低，载荷不大。查表3-36表3-40,分别取硬度系数 =1.0，温度系数 =1.00，接触系数 =0.81，精度系数 =0.9， 载荷系数 =1.5， 代入式（3-33），得距离寿命： 6649 km远大于期望值50km，故距离额定寿命满足要求。,（2）距离额定寿命 的计算 上述选取的,4. 滚珠丝杠螺母副的计算与选型 （1）最大工作载荷Fm的计算 如图3-20所示，承受最大铣削力时，工作台受到进给方向的载荷（与丝杠轴线平行）Fx=1609N，受到横向的载荷（与丝杠轴线垂直）Fy = 366N，受到垂向的载荷（与工作台面垂直）Fz= 556N。已知移动部件总重

22、量G=800N，按矩形导轨进行计算，查表3-29，取颠覆力矩影响系数K=1.1，滚动导轨上的摩擦因数=0.005。求得滚珠丝杠副的最大工作载荷 Fm = KFx + （Fz + Fy + G） = 1.11609 + 0.005 ( 556 + 366 + 800 ) N 1779 N,4. 滚珠丝杠螺母副的计算与选型 （1）最大工作,（2）最大动载荷FQ的计算 设工作台在承受最大铣削力时的最快进给速度 =400mm/min，初选丝杠导程 =5 mm，则此时丝杠转速n=v/Ph = 80 r/min。 取滚珠丝杠的使用寿命T=15000 h，代入L0=60nT/106，得丝杠寿命系数L0=72

23、（单位为：106 r）。查表3-30，取载荷系数fW =1.2，滚道硬度为HRC60时，取硬度系数fH=1.0，代入式（3-23），求得最大动载荷： FQ 8881 N,（2）最大动载荷FQ的计算 设工作台在承受最大,（3）初选型号 根据计算出的最大动载荷和初选的丝杠导程，查表3-32，选择济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的G系列2005-3型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器单螺母式，其公称直径为20 mm，导程为5 mm，循环滚珠为3圈1列，精度等级取4级，额定动载荷为9309 N，大于FQ，满足要求。 （4）传动效率的计算 将公称直径d0=20mm，导程Ph=5mm， 代入= arctanP

24、h/(d0)， 得丝杠螺旋升角=4 33。 将摩擦角=10， 代入=tan / tan(+), 得传动效率 =96.4%。,（3）初选型号 根据计算出的最大动载荷和初选,（5）刚度的验算 1）X-Y工作台上下两层滚珠丝杠副的支承均采用“单推-单推”的方式，见书后图6-23。丝杠的两端各采用一对推力角接触球轴承，面对面组配，左、右支承的中心距离约为a=500mm；钢的弹性模量 2.1 Mpa；查表3-32，得滚珠直径 =3.175mm，丝杠底径 =16.2 mm，丝杠截面积 /4=206.12mm2。忽略式（3-25）中的第二项，算得丝杠在工作载荷Fm作用下产生的拉/压变形量1=Fma/（ES）

25、 =1779500/（2.1 206.12） mm 0.0205 mm。,（5）刚度的验算 1）X-Y工作台上下两层滚,2）根据公式 ( )-3,求得单圈滚珠数 =20；该型号丝杠为单螺母，滚珠的圈数列数为31，代入公式： 圈数列数，得滚珠总数量 =60。丝杠预紧时，取轴向预紧力 = /3=593 N。则由（3-27）式，求得滚珠与螺纹滚道间的接触变形量 0.0026 mm。 因为丝杠加有预紧力，且为轴向负载的1/3，所以实际变形量可减小一半，取 =0.0013mm。 3）将以上算出的 和 代入 ，求得丝杠总变形量（对应跨度500mm） 0.0218mm 由表3-27知,5级精度滚珠丝杠有效行

26、程在315400mm时，行程偏差允许达到25m，可见丝杆刚度足够。,2）根据公式 (,（6）压杆稳定性校核 根据公式（3-28）计算失稳时的临界载荷Fk。查表3-31，取支承系数 =1；由丝杠底径 =16.2 mm，求得截面惯性矩 3380.88 mm ；压杆稳定安全系数 取3（丝杠卧式水平安装）；滚动螺母至轴向固定处的距离 取最大值500mm。代入式（3-28），得临界载荷 9343N，远大于工作载荷 =1779N，故丝杠不会失稳。 综上所述，初选的滚珠丝杠副满足使用要求。,（6）压杆稳定性校核 根据公式（3-28,5. 步进电动机减速箱的选用 为了满足脉冲当量的设计要求，增大步进电动机的输

27、出转矩，同时也为了使滚珠丝杠和工作台的转动惯量折算到电动机转轴上尽可能地小，今在步进电动机的输出轴上安装一套齿轮减速箱。采用一级减速，步进电动机的输出轴与小齿轮联接，滚珠丝杠的轴头与大齿轮联接。其中大齿轮设计成双片结构，采用图3-8所示的弹簧错齿法消除侧隙。 已知工作台的脉冲当量=0.005 mm/脉冲，滚珠丝杠的导程Ph=5 mm，初选步进电动机的步距角=0.75。根据（3-12）式，算得减速比： i=(Ph)/(360) =(0.755)/(3600.005)=25:12 本设计选用常州市新月电机有限公司生产的JBF-3型齿轮减速箱。大小齿轮模数均为1mm，齿数比为75:36，材料为45号

28、调质钢，齿表面淬硬后达HRC55。减速箱中心距为 (75+36)1/2 mm55.5 mm，小齿轮厚度为20mm，双片大齿轮厚度均为10mm。,5. 步进电动机减速箱的选用 为了满足脉冲当量的设计,6. 步进电动机的计算与选型 步进电动机的计算与选型参见第四章第三节相关内容。 （1）计算加在步进电动机转轴上的总转动惯量 已知：滚珠丝杠的公称直径 =20 mm，总长l =500mm，导程 5mm，材料密度 ；移动部件总重量G=800N;小齿轮宽度 20mm，直径 =36 mm;大齿轮宽度 20mm，直径 =75 mm 传动比i =25/12。 参照表4-1，算得各个零部件的转动惯量如下（具体计算

29、过程从略）：滚珠丝杠的转动惯量 =0.617 拖板折算到丝杠上的转动惯量 =0.517 小齿轮的转动惯量 =0.259 大齿轮的转动惯量 =4.877 。,6. 步进电动机的计算与选型 步进电动机的计,初选步进电动机型号为90BYG2602，为两相混合式，由常州宝马集团公司生产，二相四拍驱动时步距角为0.75，从表4-5查得该型号电机转子转动惯量 。则加在步进电动机转轴上的总转动惯量为： = + +( + + )/ =30.35,初选步进电动机型号为90BYG2602，为两相,1）计算加在步进电动机转轴上的等效负载转矩 分快速空载起动和承受最大工作负载两种情况进行计算。 2）快速空载起动时电动

30、机转轴所承受的负载转矩 由式（4-8）可知， 包括三部分：一部分是快速空载起动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩 ；一部分是移动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩 ；还有一部分是滚珠丝杠预紧后折算到电动机转轴上的附加摩擦转矩 。因为滚珠丝杠副传动效率很高，根据（4-12）式可知， 相对于 和 很小，可以忽略不计。则有： = + （6-13）,1）计算加在步进电动机转轴上的等效负载转矩 分,根据式（4-9），考虑传动链的总效率，计算快速空载起动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩： （6-14）式中 nm 对应空载最快移动速度的步进电动机最高转速， 单位为r/min； 步进电动机由静止到加速至

31、nm转速所需的时 间，单位为s。 其中： （6-15）式中 空载最快移动速度，任务书指定为3000mm/min； 步进电动机步距角，预选电动机为0.75； 脉冲当量，本例=0.005mm/脉冲。将以上各值代入式（6-15），算得nm=1250r/min。,根据式（4-9），考虑传动链的总效率，计算,设步进电动机由静止到加速至nm转速所需时间 =0.4s，传动链总效率=0.7。则由式（6-14）求得： 1.42（Nm）由式（4-10）可知，移动部件运动时，折算到电动机转轴上的摩擦转矩为： （6-16）则由式（6-16），得： 0.002（Nm）最后由式（6-13），求得快速空载起动时电动机转轴所

32、承受的负载转矩： = + = 1.422 N （6-17）,设步进电动机由静止到加速至nm转速所需时间,2）最大工作负载状态下电动机转轴所承受的负载转矩 由式（4-13）可知， 包括三部分：一部分是折算到电动机转轴上的最大工作负载转矩Tt ；一部分是移动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩Tf ；还有一部分是滚珠丝杠预紧后折算到电动机转轴上的附加摩擦转矩T0，T0相对于Tt和Tf很小，可以忽略不计。则有： = Tt + Tf （6-18）其中，折算到电动机转轴上的最大工作负载转矩Tt由（4-14）式计算。本例中在对滚珠丝杠进行计算的时候，已知沿着丝杠轴线方向的最大进给载荷Fx=1609N ，

33、则有： 0.88（Nm）,2）最大工作负载状态下电动机转轴所承受的负载转矩 由,再由式（4-10）计算垂直方向承受最大工作负载（Fz=556N）情况下，移动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩： = 0.004（Nm）最后由式（6-18），求得最大工作负载状态下电动机转轴所承受的负载转矩为： = Tt + Tf = 0.884 Nm （6-19） 经过上述计算后，得到加在步进电动机转轴上的最大等效负载转矩应为： = max ， = 1.422 Nm,再由式（4-10）计算垂直方向承受最大工作负,（3） 步进电动机最大静转矩的选定 考虑到步进电动机的驱动电源受电网电压影响较大，当输入电压降低时

34、，其输出转矩会下降，可能造成丢步，甚至堵转。因此，根据 来选择步进电动机的最大静转矩时，需要考虑安全系数。本例中取安全系数K=4，则步进电动机的最大静转矩应满足： Tjmax 4 = 41.422 Nm =5.688 Nm (6-20) 上述初选的步进电动机型号为90BYG2602，由表4-5查得该型号电动机的最大静转矩Tjmax = 6 Nm 。可见，满足（6-20）式的要求。,（3） 步进电动机最大静转矩的选定 考虑到步进,（4）步进电动机的性能校核 1）最快工进速度时电动机输出转矩校核 任务书给定工作台最快工进速度 =400mm/min，脉冲当量=0.005mm/脉冲由（4-16）式求出

35、电动机对应的运行频率 =400/(600.005)Hz 1333Hz。从90BYG2602电动机的运行矩频特性曲线图6-24可以看出，在此频率下，电动机的输出转矩 5.6Nm，远远大于最大工作负载转矩 =0.884Nm，满足要求。 2）最快空载移动时电动机输出转矩校核 任务书给定工作台最快空载移动速度 =3000mm/min，仿照（4-16）式求出电动机对应的运行频率 =3000/（600.005）Hz =10000Hz。从图6-24查得，在此频率下，电动机的输出转矩 =1.8 Nm，大于快速空载起动时的负载转矩 = 1.422Nm，满足要求。,（4）步进电动机的性能校核,3）最快空载移动时电

36、动机运行频率校核 最快空载移动速度 =3000mm/min对应的电动机运行频率 =10000Hz。查表4-5可知90BYG2602电动机的极限运行频率为20000Hz，可见没有超出上限。 4）起动频率的计算 已知电动机转轴上的总转动惯量Jeq=30.35 电动机转子的转动惯量 ，电动机转轴不带任何负载时的最高起动频率 =1800Hz.则由式（4-17）可以求出步进电动机克服惯性负载的起动频率： =614Hz 上式说明，要想保证步进电动机起动时不失步，任何时候的起动频率都必须小于614Hz。实际上，在采用软件升降频时，起动频率选得更低，通常只有100Hz（即100脉冲/s）。 综上所述，本例中工

37、作台的进给传动选用90BYG2602步进电动机，完全满足设计要求。,3）最快空载移动时电动机运行频率校核 最,图6-24 90BYG2602步进电动机的运行矩频特性曲线,图6-24 90BYG2602步进电动机的运行矩频特性曲线,7增量式旋转编码器的选用 本设计所选步进电动机采用半闭环控制，可在电动机的尾部转轴上安装增量式旋转编码器，用以检测电动机的转角与转速。增量式旋转编码器的分辨率应与步进电动机的步距角相匹配。由步进电动机的步距角=0.75，可知电动机转动一转时，需要控制系统发出360/=480个步进脉冲。考虑到增量式旋转编码器输出的A、B相信号，可以送到四倍频电路进行电子四细分（见第四章

38、第五节相关内容），因此，编码器的分辨率可选120线。这样控制系统每发一个步进脉冲，电动机转过一个步距角，编码器对应输出一个脉冲信号。 本例选择编码器的型号为：ZLK-A-120-05VO-10-H：盘状空心型，孔径10mm，与电动机尾部出轴相匹配，电源电压+5V，每转输出120个A/B脉冲，信号为电压输出，生产厂家为长春光机数显技术有限公司。,7增量式旋转编码器的选用,四、工作台机械装配图的绘制 在完成直线滚动导轨副、滚珠丝杠螺母副、齿轮减速箱、步进电动机以及旋转编码器的计算与选型后，就可以着手绘制工作台的机械装配图了。绘图过程中的有关注意事项参见本章第一节相关内容。绘制后的X-Y数控工作台机械装配图见书后图6-23。 五、工作台控制系统的设计 X-Y数控工作台的控制系统设计，可以参考本章第一节的车床数控系统，但在硬件电路上需要考虑步进电动机（编码器）反馈信号的处理，在软件上要实现半闭环的控制算法。 六、步进电动机驱动电源的选用 本例中X、Y向步进电动机均为90BYG2602型，生产厂家为常州宝马集团公司。查表4-14，选择与之配套的驱动电源为BD28Nb型，输入电压100V AC，相电流4A，分配方式为二相八拍。该驱动电源与控制器的接线方式如图6-25所示。,四、工作台机械装配图的绘制,X-Y数控工作台装配图,X-Y数控工作台装配图,谢谢！,谢谢！,