贵州大学机电一体化课程设计说明书最终版

课程设计

设计题目：ZK5125C型立式数控钻床工作台设计

课程名称： 机电一体化系统设计课程设计 学 院： 机械工程 专 业：机械设计制造及其自动化 姓 名： 学 号： 年 级： 2013 任课教师：

2016年12月10日

贵州大学本科课程设计

诚信责任书

本人郑重声明：本人所呈交的课程论文（设计），是在导师的指导下进行研究所完成。课程论文（设计）中凡引用他人已经发表或未发

表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。

特此声明。

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预期目标: 设计出符合任务书要求的数控钻床工作台、控制原理框图，撰写不低于20页左右设计论文，并附录相关资料及设计图纸。 计划进程: 序号 1 2 3 4 5 6 主要参考文献: [1]张建民. 机电一体化系统设计[M].北京理工大学出版社，2013.1 [2]韩建海.数控技术及装备（第三版）[M].华中科技大学出版社，2016.5 [3]尹志强.机电一体化系统设计课程设计指导书[M]. 北京：机械工业出版社，2010.6 [4]王金娥.机电一体化课程设计指导书[M]. 北京：北京大学出版社，2012.1 [5]成大先. 机械设计手册(第六版)[M]. 北京：化学工业出版社，2016.4 [6]坂本正文（日）.步进电机应用技术[M]. 北京：科学出版社，2010.6 [7]. 单片机原理及其接口技术[M]. 北京科学出版社，2015.7 [8]段正澄会.光机电一体化技术手册[M]. 北京：机械工业出版社，2010.6 [9]龚仲华.数控机床电气设计典例[M].北京：机械工业出版社，2014.7 [10]文怀兴.夏田.数控机床系统设计(第二版) [M]. 北京：化学工业出版社，2011.9 [11]孙莹.数控机床伺服驱动系统的设计与应用[M]. 北京：西南交通大学出版社,2014.4 计划时间 12.5～12.6 12.7 进程 课题调研及资料收集，研究问题及提出初步总体方案 总体方案论证及确定 12.8～12.10 机械部分方案论证确定及计算 12.11～12.13 电气部分方案论证确定及设计 12.14～12.15 撰写论文及绘制相关图纸 12.16 上交设计成果，答辩

型立式数控钻床工作台设计

数据说明

参数指标 加速时间T X向坐标行程 Y向坐标行程 工作台面(X×Y) 工作台面以上承重 工作台快进速度 定位精度 重复定位精度 最大钻孔直径 每转进给量(钻削) 钻孔刀具 钻削加工材料 步进电机步距角 导轨类型 滚珠丝杠螺距 控制系统类型 设备使用寿命 单位 量纲 S 500 mm 350 mm2 Kg mm/min 550× 300 400 600× 350 500 2000 0.01 0.03 0.02 25 0.25 350 650× 300 400 750× 350 350 850× 300 600 2500 0.02 0.04 0.03 40 0.32 麻花钻头 钢 σb=650Mpa 自定 自定 自定 自定 12年；年均工作300天；每天10小时 400 950× 350 500 950× 450 450 1000× 400 800 3000 0.03 0.05 0.04 50 0.4 500 1100× 450 数控钻床型号 ZK 5125A ZK 5125B 0.5 550 600 700 ZK 5125C ZK 5140A ZK 5140B 0.8 800 900 900 ZK 5140C ZK 5150A ZK 5150B 1.0 950 1000 ZK 5150C 脉冲当量 mm/pulse mm mm mm mm/r

第一章 总体方案的确定

1.1机械传动部件的选择

1.1.1导轨副的选用：

要设计的X-Y工作台是用来配套立式数控钻床使用，需要承重的载荷不大，无切削力（工作台移动中不作切削），设计数据所要求的脉冲当量较小、定位精度一般。因此，决定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。

1.1.2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，选择滚珠丝杠螺母副，滚珠丝杠螺母副的传动精度高、动态响应快、运转平稳、寿命长、效率高、预紧后可消除反向间隙。

第二章 机械传动部件的计算与选型

2.1导轨上移动部件的重量估算

2.1.1 Y方向导轨上移动部件的重量估算

按照导轨上面的移动部件的重量进行估算。包括工件、夹具、工作平台、上层电动机、滚珠丝杠副、直线滚动导轨副、导轨座等，工件的最大质量为800kg，重量为7840N，根据参考资料上的实例可以看出，工作台尺寸为230mm×230mm的除去工件重量的总重量大约为500N，ZK5125C型立式数控钻床工作台的尺寸为650mm×300mm，大约为实例的2倍，也就是除去工件重量的总重量大约为500N×2=1000N，所以总的重量为7840N+1000N≈9000N，估计重量为9000N。 2.1.2 钻削力的计算

设零件的加工方式为立式钻削，采用硬质合金立钻刀。工件的材料为碳钢。立钻时的钻削力计算公式为：

FfCFdzFfyFKF（2-1）

式中：Ff为轴向力，单位为N；CF为轴向力系数；d为钻头直径，单位为mm；zF为轴向力指数；f为每钻进给量，单位为mm/r；yF为轴向力指数；kF为修正系数。

CF600，d50mm，ZF1.0，f0.4mm/r，YF0.7，KF1

从而求得：Ff600250.2510.715684N

2.1.3直线滚动导轨副的计算与选型

①滑块承受工作载荷Fmax的计算及导轨型号的选取

工作载荷是影响直线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、四滑块的支撑形式。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直载荷为：

GFmaxF （2-2）

4式中：Fmax为最大工作载荷；G为移动部件的重量；F为外加载荷。

G9000N，FFf5684N 从而求得：Fmax900056847934N7.934kN 4根据工作载荷Fmax18.5kN，初选直线滚动导轨副的型号为KL系列的JSA-LG35型，其额定动载荷Ca32.5kN，额定静载荷C0a47.2kN。

任务书上规定工作台面的尺寸为650mm×300mm，X-Y方向的加工范围为700mm×350mm，考虑工作行程留有一定的余量，选取导轨的长度为：Y方向为1080mm。

②距离额定寿命L的计算

上述选取的KL系列的JSA-LG35型导轨的滚到硬度为60HRC，工作温度不超过100℃，每根导轨上配有两只滑块，精度等级为4级，工作温度较低，载荷不大。

L(fHfTfCfRCa3)50（2-3） fWFmax式中：L为距离额定寿命，单位为km；Ca为额定动载荷，单位为kN；fH为硬度系数；

F为滑块上的工作载荷，单位为kN；fT为温度系数；fC为接触系数；fR为精度系数；

fW为载荷系数。

fH1.0，fT1.0，fC0.81，fW1.5，fR0.9，Ca32.5，Fmax7.934。

1.01.00.810.932.53从而求得：L()50400km1.57.934

大于期望值50km，故距离额定寿命满足要求。 2.1.4滚珠丝杠螺母副的计算与选型

①最大工作载荷Fm的计算

根据任务书所说工作台移动中不作切削，所以滚动丝杠在运动中只需要克服滚动导轨的摩擦力。

FmG（2-4）

式中：Fm为最大工作载荷；为滚动导轨的摩擦因数；G为移动部件的总重量。

0.005，G9000N

从而求得：Fm0.005900045N ②最大动载荷FQ的计算

设工作台的最快进给速度2000mm/min，初选丝杠导程Ph5mm，则此时丝杠转速

nv（2-5） Ph式中：n为丝杠转速；v为最快进给速度；Ph为丝杠导程。 从而求得：n2000400r/min。 5L060nT（2-7） 106式中：L0为滚珠丝杠副的寿命；T为使用寿命；n为丝杠每分钟转速。 因为这个机床为数控机床，所以取T15000h，n400r/min。

6040015000从而求得：L0360。

106FQ3L0fWfHFm（2-8）

式中：FQ为最大动载荷；L0为滚珠丝杠副的寿命；fW为载荷系数；fH为硬度系数；Fm为滚珠丝杠副的最大工作载荷。

L0360，fW1.2，fH1.0，Fm45N

从而求得：FQ33601.21.045384N

③初选型号

根据计算出的最大动载荷和初选的丝杠导程，选择济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的G系列的2005-3型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器但螺母式，其公称直径为20mm，导程为5mm，循环滚珠为3圈×1列，精度等级为5级，额定动载荷大于

FQCa为9309N，

，满足要求。

④传动效率的计算

arctan[Ph](2-9) (d0)式中：d0为公称直径，Ph为导程，为丝杠螺旋升角。

Ph5mm,d020mm。

从而求得，arctan5433。

3.1420tan（2-10）

tan()式中：为传动效率；为丝杠螺旋升角；为摩擦角

433，10

从而求得，96.4%。

⑤刚度的验算

⑴X-Y工作台上下两层滚珠丝杠副的支撑均采用“单推—单推”的方式，丝杠的两端各采用一对推力角接触轴承，面对面组配，因为Y方向的行程为350mm，考虑到安装和工作行程应该有一定的余量，所以左、右支撑的中心距离约为450mm；钢的弹性模量

E2.1105MPa；查表得，滚珠直径Dw3.175mm，丝杠底径d216.2mm，丝杠截面

d22积S（2-11）

4式中，S为丝杠截面积；d2为丝杠底径。

3.1416.22206.12mm3。 从而求得：S4丝杠在工作载荷Fm作用下产生的拉/压变形量

1式中，1为变形量；Fm为工作载荷。 从而求得，1⑵根据公式

ZFma（2-12） ES4545044.68110mm 52.110206.12d0Dw3（2-13）

式中，d0为丝杠的公称直径；Dw为滚珠直径；Z为单圈滚珠数。

d020mm，Dw3.175mm。

从而求得：Z3.1420317；

3.175该型号丝杠为单螺母，滚珠的圈数×列数为3×1，代入公式：Z=Z×圈数×列数，得滚珠总数量Z=45个，丝杠预紧时，取轴向预紧力

FY1Fm（2-14） 3式中，FY1为轴向预紧力；Fm为工作载荷。

4515N。 3求滚珠与螺纹滚道之间的接触变形，因为丝杠有预紧力

从而求得，FY120.0013Fm10DwFYTZ/1032（2-15）

式中，2为滚珠与螺纹滚道之间的接触变形；Fm为工作载荷；Dw为滚珠直径；Z为滚珠总数量；FYJ为预紧力。 从而求得：20.0013245103.17515345102.746104mm。

因为丝杠有预紧力，且为轴向力的1/3，所以实际变形量可减少一半，取

21.873104mm。

⑶将以上算出的1和2带入12，求得丝杠的总变形量（对应跨度为550mm）

4.6811041.8731040.65m

本任务中，在Y方向，丝杠的有效行程为350mm，由表中可知，5级精度滚珠丝杠有效行程在315mm—400mm时，行程偏差允许达到25m，可见丝杠刚度足够。 ⑥压杆稳定性校核

fk2EIFk（2-16）

Ka2式中，Fk为临界载荷；fk为丝杠支撑系数；K为压杆稳定安全系数；a为滚珠丝杠两端支撑间的距离；I为界面惯性矩。

3.1416.24fk1，K3，a450mm，I3379.17mm4，E2.1105。

13.143.142.11053379.171152N，远远大于，Fm55N，故丝从而求得，Fk23450d24杠不会失稳。

综上所述，初选的滚珠丝杠副满足使用要求。 2.1.5步进电动机减速箱的选用

首先假设传动比为1，因为这样能够简化结构，增加可靠性，提高传动效率。

Ph（2-17） i360式中，i为传动比；为初选电机的步距角；Ph为滚珠丝杠的导程；为脉冲当量。 假设让i1，从而求步距角的值。

5解出了：0.72。 13600.012.1.6步进电动机的计算与选型 ①总转动惯量J总的求解

J总主要包括电动机转子的转动惯量，减速装置，滚珠丝杠以及移动部件等折算到电动

机转轴上的转动惯量。因为传动比为1，所以没有减速装置，即J总J转子J丝杠J移动部件 ⑴J丝杠的求解：

J丝杠mr2vr2d0l3.1424457.851030.555kg•cm2 2232324式中，d0为丝杠的公称直径；l为丝杠的长度；为密度。 ⑵J移动部件的求解

J移动部件M(Ph2) 2式中，M为Y以上的总质量，Ph为导程。

MG9000918kg，Ph0.5cm。 g9.80.52)6.01kg•cm2。

23.14从而求得，J移动部件918(⑶J转子的求解

初步选择为SS2402E14A，步距角为0.72，转动惯量为2.8kg•cm2 则J总J转子J丝杠J移动部件2.86.010.5559.365kg•cm2 ②计算加在步进电机转轴上的等效负载转矩Teq

分快速空载启动和承受最大工作载荷两种情况进行计算

1）快速空载启动时电动机转轴所承受的Teq1，包括三部分：一部分是快速空载启动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩Tamax；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。因为滚珠丝杠副传动效率很高，根据式（4-12），可知T0相对于Teq1和Tamax很小，可以忽略不计。则有：Teq1=Tamax+Tf

最大加速转矩Tamax2=

Jn60teqnm1

min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

ta——步进电动机由静止到加速至nm转速所需的时间，单位为s

其中： nmvmax

360式中 vmax——空载最快移动速度，任务书指定为2000mm ——步进电动机步距角，预选电动机为0.72 ——脉冲当量，为0.01mmpulse 算得nm=400rminmin；

设步进电动机由静止到加速至nm转速所需时间tn=0.5s，传动链总效率为0.7

29.365104400N•m0.11N•m 则求得：Tamax600.50.7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力矩为：

Tf(FzG)Ph，式中 ——导轨的摩擦因数，滚动导轨取0.005；

2i

Fx——垂直方向的铣削力，空载时取0； ——传动链总效率，取0.7。 可得：Tf0.005(09000)0.005N•m0.051N•m

20.71最后求得快速空载启动时电动机转轴所承受的负载转矩Teq1=Tamax+Tf=0.16N•m 2）最大工作负载状态下电动机转轴所承受的负载转矩Teq2，也包括三部分：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力矩T0，T0相对于Tt和Tf很小，可以忽略不计。则有：Teq2=Tt+Tf

因为钻床没有轴向力，所以只计算垂直方向承受最大工作负载（Fm=45N)的情况下，移动运动部件运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩：

Teq2=

Tf(FmG)Ph0.005(459000)0.0050.051N•m

2i20.71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：

TTeqmaxTeq1,Teq20.16N•m

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，其输出转矩会下降，可能造成，丢步，甚至堵转。因此，根据

eq来选择步进电动机的最大静转矩时，需要考虑安全系数。取安全系数K=4，则步进

电动机的最大静转矩应满足：Tjmax4Teq40.160.N•m。根据所选SS2402E14A型电动机，可知该电动机最大静转矩为0.83N•m，满足要求。 （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移动速度为vmaxt=2000mmmin，脉冲当量为0.01mmpulse。由此可得

Hz3333Hz。根据所选SS2402E14A型电动机，可知该电动机=2000600.01maxt输出转矩大于工作转矩。

f2）起动频率的计算 一直电动机转轴上的总转动惯量Jeq9.365kg•cm2，电动机转子的转动惯量

2，电动机空载时起动频率fq1800Hz。则可求得：2.8kg•cmJm

ft1fqJeqJm8Hz

上式说明，要想保证步进电动机起步时不失步，任何时候的启动频率都必须小于8Hz。则所选的SS2402E14A型电动机，完全满足设计要求。