數控機床 課程設計 題 目： 數 控 銑 床 縱 向 進 給 軸 設 計 指導教師 ： xxx 老師 班 級： xxx 學 號： xxx 姓 名： xxx 二零 一零 年七月 數控 機床課程設計 2 目 錄 課程設計任務要求 3 設 計計算 4 工作臺部件的裝配圖設計 10 滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗 12 計算機械傳動系統的剛度 14 驅動電動機的選型與計算 16 機械傳動系統的動態 析 21 機械傳動系統的誤差計算與分析 22 確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規格型號 22 設計總結 23 參考文獻 23 數控 機床課程設計 3 課程設計任務要求 1.技術要求 工作臺、工作和夾具的總質量 m=920kg （所受的重力W=10888N ），其中，工作臺的質量 m0=520kg （所受的重力W0=6047N）；工作臺最大行程 LP=590mm；工作臺快速移動速度Vmax=15000mm/min；工作臺采用滾動直線導軌，導軌的動、靜摩擦系數均為 0.01；工作臺的定位精度為 25 m,重復定位精度為 8 m；機床的工作壽 命為 20000h（即工作時間為 10 年）。 機床采用主軸伺服電動機，額定功率 PE=5.5kw，機床采用端面銑刀進行強力切削，銑刀直徑 D=125mm，主軸轉速 n=320r/min，切削狀況如下表所示： 切削方式 進給速度（ m/min） 時間比例（ %） 備 注 強力切削 0.6 10 主電動機滿功率條件下切削 一般切削 0.8 30 粗加工 精加工切削 1 50 精加工 快速進給 15 10 空載條件下工作臺快速進給 2.總體方案設計 為了滿足以上技術要求，采用以下技術方案。 （ 1）工作臺工作面尺寸（寬度 長度 ）確定為 400mm 1200mm。 （ 2）工作臺導軌采用滾動直線導軌。 （ 3）對滾珠絲杠螺母副進行預緊。 （ 4）采用伺服電 動機驅動。 （ 5）采用錐環套筒聯軸器將伺服電動機與滾珠絲杠直連。 數控 機床課程設計 4 設 計 計 算 步 驟 結 論 設計計算 1主切削力及其切削分力計算 （ 1）計算主切削力 FZ。 根據已知條件，采用端面銑刀在主軸計算轉速下進行強力切削（銑刀直徑 D=125mm），主軸具有最大扭矩并能傳遞主電動機的全部功率，此時銑刀的切削速度為：V=60 1000Dn= 3 .1 4 1 2 5 2 2 06 0 1 0 0 0m/s=1.44m/s 若機械效率 m=0.8，則可以計算主切削力 FZ： FZ= mEPv 103= 0.8 5.51.44 103N=3055.56N （ 2）計算各切削分力。 工作臺縱向切削力 Fl、橫向切削力 Fc和垂直切削力Fv分別為： Fl=0.4FZ=0.4 3055.56N=1222.22N Fc=0.95FZ=0.95 3055.56N=2902.78N Fv=0.55FZ=0.55 3055.56N=1680.56N 2.導軌摩擦力的計算 （ 1）在切削狀態下的導軌摩擦力 F ，此時導軌摩擦系數 =0.01，查得導軌緊固力 fg=75N，則 F =（ W+fg+Fc+Fv） =0.01 (9016+75+2902.78+1680.56) =135.99N 銑 刀 的 切 削 速度： V=1.44m/s 主切削力： FZ=3055.56N 縱向切削力 Fl=1222.22N 橫向切削力 Fc=2902.78N 垂直切削力 Fv=1680.56N 導軌摩擦 F =135.99N 數控 機床課程設計 5 設 計 計 算 步 驟 結 論 （ 2）計算在不切削狀態下的導軌摩擦力 F 0 和導軌靜摩擦力 F0。 F 0=（ W+fg） =0.01 (9016+75)N=90.91N F0=F 0=90.91N 3.計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力 （ 1）計算最大軸向負載力 Famax。 Famax=Fl +F =(1222.22+135.99)N=1358.21N （ 2）計算最小軸向負載力 Famin。 Famin= F 0=90.91N 4.滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算 1）確定滾珠絲杠的導程 L0 根據已知條件，取電動機的最高轉速 nmax=1000 4000r/min 得： L0=maxmaxvin = 150001 2000 mm=7.5mm 2)計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速和平均載荷 （ 1）估算在各種切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷，見下表： 立式加工中心滾 珠絲杠的計算 切削方式 軸向載荷 /N 進給速度 /（ m/min） 時間比例 （ %） 備注 強力切削 1358.21 v1=0.6 10 F1=Famax 一般切削（粗加工） 362.55 v2=0.8 30 F2=Famin+20%Famax 精細切削（精加工） 158.82 v3=1 50 F3=Famin+5%Famax 快移和鉆鏜定位 90.913 v4= 15 10 F4=Famin 導軌摩擦力 F 0=90.91N 導軌靜摩擦力 F0=90.91N 最大軸向負載力Famax=1358.21N 最小軸向負載力 Famin=90.91N 滾珠絲杠的導程 L0=7.5mm 數控 機床課程設計 6 設 計 計 算 步 驟 結 論 （ 2）計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉速ni。 n1=10vL = 30.67.5 10 r/min=80r/min n2=20vL = 30.87.5 10 r/min=107/ r/min n3=30vL = 317.5 10 r/min=133r/min n4=40vL = 3157.5 10 r/min=2000r/min （ 3）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速 nm。 121 .1 0 0 1 0 0 1 0 01 0 3 0 5 0 1 0( 8 0 1 0 7 1 3 3 2 0 0 0 ) / m i n1 0 0 1 0 0 1 0 0 1 0 03 0 6 / m i nnmmqqqn n nrr （ 4）計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷 Fm。 3333 3 31 1 1 21223 3 3 33 3 3 3 +F1 0 0 1 0 0 1 0 08 0 1 0 1 0 7 3 0 1 3 3 5 0 2 0 0 0 1 01 3 5 8 . 2 1 3 6 2 . 5 5 1 5 8 . 8 2 9 0 . 9 13 0 6 1 0 0 3 0 6 1 0 0 3 0 6 1 0 0 3 0 6 1 0 01 3 5 8 . 2 1 0 . 0 2 6 3 6 2 . 5 5 0 . 1 0 4 1 5 8 . 8 2 0 . 2 1 7 9 0 . 9 1 0 . 6 5 44 1 4 . 9 7mnnnmmnqn q n qF F Fn n nNNN 3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 Cam （ 1）由預定工作時間計 算。根據載荷性質，有輕微沖擊，取載荷系數 fw=1.4 根據初步選擇滾珠絲杠的精度等級為 2 級精度，取精度系數 fa=1；一般情況下可靠性應達到 97%，故可靠性系數 fc=0.44。 強力切削時： n1=80r/min 一般切削時： n2=107 r/min 精細切削時： n3=133r/min 快移和鉆鏜定位時： n4=2000r/min 滾珠絲杠螺母副的平均轉速 : nm=306r/min 滾珠絲杠螺母 副 的 平 均 載荷 : Fm=414.97N 取 : 載 荷 系 數fw=1.4 精度系數 fa=1 可靠性系數 fc=0.44 數控 機床課程設計 7 設 計 計 算 步 驟 結 論 Cam=3 60 100mWmhacFfnL ff= 3 4 1 4 . 9 7 1 . 46 0 3 0 6 2 0 0 0 0 1 0 0 1 0 . 4 4 N =9454.96N 2）因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊，所以可以估算最大軸向載荷。按預載選取預加載荷系數 fe=4.5，則 Cam=feFamax=4.5 1358.21N=6111.95N （ 3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 Cam。 取以上兩種結果的最大值，即 Cam=9454.96N。 4）按精度要求確定允 許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑d2m （ 1）估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形。 已知工作臺的定位精度為 25 m，重復定位精度為8 m，根據公式及定位精度和重復定位精度的要求得 max1=（ 1/31/2） 18 m =（ 69） m max2=（ 1/51/4） 25 m=（ 56.25） m 取上述計算結果的較小值，即max=5 m （ 2）估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 d2m。 本工作臺（ 縱向進給軸）滾 珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用一端固定、一端游動的支承方式，滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為 L=行程 +安全行程 +2 余程 +螺母長度 +支承長度 （ 1.21.4）行程 +（ 2530） L0 額定動載荷 Cam=9454.96N 最大軸向載荷 Cam=6111.95N 確 定 額 定 動 載荷，取兩者最大值 Cam=9454.96N 最大軸向變形：max=5 m 數控 機床課程設計 8 設 計 計 算 步 驟 結 論 取： L=1.4 行程 +30L0 =（ 1.4 590+30 7.5） mm=1051mm 又 F0=F 0=90.91N, d2m0m a x9 0 . 9 1 1 0 5 10 . 0 7 8 0 . 0 7 85FL mm=10.78mm 5）初步確定滾珠絲 杠 螺母 副的規格型號 根據計算所行的 L0、 Cam、 d2m和結構的需要，初步選擇南京工藝裝備公司生產的 FFZD 型內循環墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副，型號為： FFZD4010-3，其公稱直徑 d0、基本導程 L0、額定動載荷 Ca和絲杠底徑 d2如下： d0=40mm， L0=10mm Ca=30000NCam=9454.96N d2=34.3mmd2m=10.78mm 故滿足要求。 6）確定滾珠絲杠螺母副的預緊力 Fp 得： Fp=13Famax=13 1358.21N=452.74 7)確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規格型號 （ 1）計算軸承所承受的最大軸向載荷 FBmax。 FBmax=Famax=1358.21N 兩個固定支承之間的距離： L=1051mm 最小螺紋底 d2m=10.78mm 公稱直徑 : d0=40mm 基本導程 : L0=10mm 額定動載荷 : Ca=30000N 絲杠底徑 : d2=34.3mm 預緊力 : Fp=452.74N 最大軸向載荷 : FBmax=1358.21N 數控 機床課程設計 9 設 計 計 算 步 驟 結 論 （ 2）計算軸承的預緊力 FBp FBp=13Famax=13 1358.21N=452.74N （ 3）計算軸承的當量軸向載荷 FBam。 FBam=FBp+Fm=（ 334.5+314.56） N=649.06N （ 4）計算軸承的基本額定動載荷 C。 已知軸承的工作轉速與滾珠絲杠的當量轉速 nm 相同，取 n=nm=306r/min；軸承的基本額定壽命 L=20000h，軸承所承受的軸向載荷 FBa =FBam=867.71N。軸承的徑向載荷 Fr和軸向載荷 Fa分別為 Fr=FBamcos60=867.71 0.5N=324.53N Fa=FBamsin60=867.71 0.87N=754.91N 因為arFF = 754.91433.86 =1.742.17,查得 徑向系數 X、軸向系數 Y 分別為 X=1.9， Y=0.54。 故 P=XFr+YFa =（ 1.9 433.86+0.54 754.91） N =1231.99N C=3 60100 mhP nL= 31 2 3 1 . 9 9 6 0 3 0 6 2 0 0 0 0100 N =8822.16N 軸承的預緊力 : Famax=452.74N 當量軸向載荷 : FBam=433.86N 徑向載荷 Fr=433.86N 軸向載荷 Fa=754.91N 徑向系數 X=1.9 軸向系數 Y=0.54 當量動載荷： P=1231.99N 額定動載荷： C=8822.16N 數控 機床課程設計 10 設 計 計 算 步 驟 結 論 （ 5）確定軸承的規格型號。 因為滾珠絲杠螺母副擬采用一端固定、一端游動的支承方式，所以將在固定端選用 60角接觸球軸承組背對背安裝，以承受兩個方向的軸向力。由于滾珠絲杠的螺紋底徑 d2為 34.3mm，所以選擇軸承的內徑 d為 30mm，以滿足滾珠絲杠結構的需要。 選擇國產 60角接觸球軸承兩件一組背對背安裝，型號為 760206TNI/P4DFA，尺寸（內徑 外徑 寬度）為 30mm 62mm 16mm，選用油脂潤滑。該軸承的預載荷能力 FBp為 1450N，大于計算所得的軸承預緊力 FBp =452.74N 在油脂潤滑狀態下的極限轉速為 2200r/min，高于本機床滾珠絲杠的最高轉速 nmax=2000r/min，故滿足要求。該軸承的額定 動載荷為 C=26000N，而該軸承在 20000h 工作壽命下的基本額定動載荷 C=8822.16N，故也滿足要求。 工作臺部件的裝配圖設計 將以上計算結果用于工作臺（ X 軸）部件的裝配圖設計，其計算簡圖見附 圖 。 軸承的規格型號 : 760206TNI/P4DFA 尺寸： 內徑 外徑 寬度 30mm 62mm 16mm 附圖 數控 機床課程設計 11 滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗 1.滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷 Fc的校驗 根據 數控銑床工 作臺計算簡圖得滾珠絲杠螺母副的最大受壓長度 L1=927mm，絲杠水平安裝時， K1=1/3，查得 K2=2，則得： Fc=K1K2 4 522110dL =13 2 4 5234.3 10927 =107380.58N 本工作臺滾珠絲杠螺母副的最大軸向壓縮載荷Famax=1358.21N 遠小于其臨界壓縮載荷 Fc 的值，故滿足要求。 2.滾珠絲杠螺母副臨界轉速 nc的校驗 由 數控銑床 工作臺計算簡圖得滾珠絲杠螺母副臨界轉速的計算長度 L2=944mm，其彈性模量 E=2.1 105MPa，已知材料密度 = 1g 7.8 105N/mm3 ，重力加速度g=9.8 103mm/s2，安全系數 K1=0.8，查表得與支承有關的系數 =3.927。 滾珠絲杠的最小慣性矩為： I= 4264d=3.1464 34.34mm4=67909mm4 滾珠絲杠的最小載面積為： A= 224d= 3.144 34.32mm2=923.54mm2 所以得： 臨界壓縮載荷： Fc=107380.58N 最大軸向壓縮載荷： Famax=1003.48N Famax Fc 故滿足要求 最小慣性矩： I=67909mm4 最小載面積： A=923.54mm2 數控 機床課程設計 12 nc= 21 22602EIKLA =0.8 2 5 3256 0 3 . 9 2 7 2 . 1 1 0 6 7 9 0 9 9 . 8 1 02 3 . 1 4 9 4 4 7 . 8 1 0 9 2 3 . 5 4 r/min =5826r/min 本工作臺滾珠絲杠螺母副的最高轉速為 2000r/min，遠小于其臨界轉速，故滿足要求。 3.滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗 查表得滾珠絲杠的額定動載荷 Ca=30000N，軸向載荷 Fa=1358.21N，運轉條件系數Wf=1.2，滾珠絲杠的轉速n=2000r/min， 則得： L=3()aaWCFf 106=330000()1 3 5 8 .2 1 1 .2 106r=18.41 109r Lh=60Ln= 918.41 1060 2000h=153416h 一般來講，在設計數控機床時，應保證滾珠絲杠螺母副的總工作壽命 Lh 20000h，故滿足要求。 臨界轉速： nc=5826r/min 最高轉轉速： nmax=2000r/min nmaxnc 故滿足要求 額定壽命： Lh=153416h 總工作壽命： Lh 20000h 故滿足要求 數控 機床課程設計 13 設 計 計 算 步 驟 結 論 計算機械傳動系統的剛度 1.機械傳動系統的剛度計算 （ 1）計算滾珠絲杠的拉壓剛度 Ks。 本機床工作臺的絲杠支承方式為一端固定、一端游動，由 數控銑床 工作臺計算簡圖可知，滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離 a=LY時，滾珠絲杠具有最小拉壓剛度 Ksmin，得 Ksmin= 224YdEL 10-3 =1.65 102 22YdL =1.65 102 234.3927N/ m =209.41N/ m 當 a=LJ=201mm 時，滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度 Ksmax，得 Ksmax= 224JdEL 10-3 =1.65 102 22JdL =1.65 102 234.3201N/ m =965.78N/ m 最小拉壓剛度 Ksmin=209.41N/ m 最大拉壓剛度 Ksmax=965.78N/ m 數控 機床課程設計 14 設 計 計 算 步 驟 結 論 （ 2）計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度 Kb。 已知軸承接觸角 =60，滾動體直徑 dQ=7.144mm，滾 動 體 個 數 Z=17 ， 軸 承 的 最 大 軸 向 工 作 載 荷FBmax=1358.21N，查表得： Kb =2 2.34 253m a x s i nQBd Z F =2 2.34 3 257 . 1 4 4 1 7 1 3 5 8 . 2 1 s i n 6 0 N/ m =519.28 m （ 3）計算滾珠與滾道的接觸剛度 Kc。 查表得滾珠絲杠的剛度 K=973N/ m，額定動載荷Ca=30000N，滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷 Famax =1003.48N，得 Kc=K 1max 3()0.1aaFC=973 131 3 5 8 .2 1()0 .1 3 0 0 0 0N/ m=747.11N/ m （ 4）計算進給傳動系統的 綜合拉壓剛度 K。 進給傳動系統的綜合拉壓剛度的最大值為 max1K =max1sK+ 1bK+ 1cK= 1965.78+ 1519.28+ 1747.11=0.0043 故 Kmax=217N/ m。 進給傳動系統的綜合拉壓剛度的最小值 為 min1K =min1sK+ 1bK+ 1cK= 1965.78+ 1469.44+ 1675.4=0.0084 故 Kmin=125N/ m。 支承軸承的剛度 Kb=519.28N/ m 接觸剛度： Kc=747.11N/ m 綜合拉壓剛度的最大值： Kmax=233N/ m 綜合拉壓剛度的最小值Kmin=125N/ m 數控 機床課程設計 15 設 計 計 算 步 驟 結 論 2.滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度計算 由 數控銑床工 作臺計算簡圖可知，扭矩作用點之間的距離 L2=1268mm，剪切模量 G=8.1 104MPa，滾珠絲杠的底徑 d2=34.3mm， 故得 K = 42232dGL = 3 4 4 633 . 1 4 ( 3 4 . 3 1 0 ) 8 . 1 1 0 1 03 2 1 2 6 8 1 0 N m/rad =8676.05N m/rad 驅動電動機的選型與計算 1.計算折算到電動機軸上的負載慣量 （ 1）計算滾珠絲杠的轉動慣量 Jr。 已知滾珠絲杠的密度 =7.8 10-3kg/cm3， 故得 Jr=7.8 10-341njjj DL =7.8 10-3（ 2.54 4.8+34 8.7+44 88+34 9） kg cm2 =18.84kg cm2 扭轉剛度： K=8676.05N m/rad 轉動慣量： Jr=18.84kg cm2 數控 機床課程設計 16 設 計 計 算 步 驟 結 論 （ 2）計算聯軸器的轉動慣量 J0。 J0=7.8 10-3（ D4-d4） L =7.8 10-3 （ 64-34） 7.8kg cm2 =7.39kg cm2 （ 3）計算坐標軸折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量 JL。 已知機床執行部件（即工作臺、工件和夾具）的總質量 m=920kg,電動機每轉一圈機床執行部件在軸向移動的距離 L=7.5 m m=0.0075 m 則： JL=m 2()2L=920 20.75()2 3.14kg cm2=13.12kg cm2 （ 4）計算加在電動機軸上總的負載轉動慣量 Jd。 Jd=Jr+J0+JL =（ 18.84+7.39+13.12） kg cm2=39.35kg cm2 2.計算折算到電動機軸上的負載力矩 （ 1）計算切削負載力矩 Tc。 切 削 狀 態 下 坐 標 軸 的 軸 向 負 載 力Fa=Famax=1358.21N，電動機每轉一圈，機床執行部件在軸 向移動的距離 L=7.5m m = 0.0075m，進給傳動系統的總效率 =0.09，則 Tc=2aFL= 1 3 5 8 .2 1 0 .0 0 7 52 3 .1 4 0 .9N m=1.8N m 聯軸器的轉動慣量： J0=7.39kg cm2 移動部件的轉動慣量： JL=13.12g cm2 負載轉動慣量： Jd=39.35g cm2 切削負載力矩： Tc=1.8N m 數控 機床課程設計 17 設 計 計 算 步 驟 結 論 （ 2）計算摩擦負載力矩 T 。 在不切削狀態下坐標軸的 軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力） F 0=90.91N，故 T = 02FL= 9 0 .9 1 0 .0 0 7 52 3 .1 4 0 .9N m=0.12N m （ 3）計算由滾珠絲杠的預緊而產生的附加負載力矩Tf。 滾動絲杠螺母副的預力 Fp=452.74 N，滾珠絲杠螺母副的基本導程 L0=7.5 m m=0.0075 m m，滾珠絲杠螺母副的效率 0=0.94，則 Tf= 0 20(1 )2 pFL = 24 5 2 . 7 4 0 . 0 0 7 5 ( 1 0 . 9 4 )2 3 . 1 4 0 . 9 N m=0.07N m 3.計算坐標軸折算到電動機軸上各種所需的力矩 （ 1）計算線性加速力矩 Tal。 已知機床執行部件以最快速度運動時電動機的最高轉速 nmax=2000r/min，電動機的轉動慣量 Jm=62kg cm2，坐標軸的負載慣量 Jb=39.35 kg cm2。取進給伺服系統的位置環增益 ks=20Hz，則加速時間 ta=3sk= 320s=0.15s， 故： Tal =max260 980an t （ Jm+Jd） (1 )sakte = 2 3 .1 4 2 0 0 06 0 9 8 0 0 .1 5 （ 62+39.35 ） 20 0.15(1 )e kgf cm =137.14g kgf cm =13.44N m 摩 擦 負 載 力矩： T =0.12N m 附加負載力矩： Tf=0.07N m 線性加速力矩： Ta=13.44N m 數控 機床課程設計 18 設 計 計 算 步 驟 結 論 （ 2）計算階躍加速力矩 加速時間 ta=1sk= 120s=0.05s， 故： Tap =max260 980an t （ Jm+Jd） = 2 3 .1 4 2 0 0 06 0 9 8 0 0 .1 5 （ 62+39. 35） kgf cm =432.98kgf cm =42.43N m （ 3）計算坐標軸所需的折算到電 動機軸上的各種力矩。 計算線性加速時的空載啟動力矩 Tq。 Tq =Tal+（ T +Tf） =（ 13.44+0.12+0.07） N m=13.63 N m 計算階躍加速時的空載啟動力矩 Tq。 Tq=Tapl+（ T +Tf） =（ 42.43+0.12+0.07） N m=42.62N m 計算空載時的快進力矩 TKJ。 TKJ=T +Tf=（ 0.12+0.07） N m=0.19N m 計算切削時的工進力矩 TGJ。 TGJ=TC+Tf=（ 1.8+0.07） N m=1.87N m 加速時間： ta=0.05s 階躍加速力矩： Tap=42.43N m 空載啟動力矩： Tq=153.36N m 空載啟動力矩： Tq=42.62N m 空載快進力矩： TKJ=0.19N m 切削時的工進力矩： TGJ=1.87N m 數控 機床課程設計 19 設 計 計 算 步 驟 結 論 4.選擇驅動電動機的型號 （ 1）選擇驅動電動機的型號。 根據以上計算和查表，選擇日本 FANUC 公司生產的 12/3000i 型交流伺服電動機為驅動電動機。其主要技術參數如下：額定功率， 3kw；最高轉速， 3000r/min；額定力矩， 12N m； 轉動慣量， 62kg cm2；質量， 18kg。 交流伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的 510倍，若按 5 倍計算，該電動機的加速力矩為 60N m，均大于本機床工作臺線性加速時的空載啟動力矩Tq=13.63N m 或階躍加速時的空載啟動力矩 Tq=42.62N m，所以不管采用何種加速方式，本電動機均滿足加速力矩要求。 該電動機的額定力矩為 12N m，均大于本機床工作臺的快進力矩 TKJ=0.19N m 或工進力矩 TGJ=1.87N m。因此，不管是快進還是工進，本電機均滿足驅動要求。 （ 2）慣量匹配驗算 為了使機械 傳動系統的慣量達到較合理的匹配，系統的負載慣量 Jd與伺服電動機的轉動慣量 Jm之比一般應滿足要求，即 0.25bmJJ 1 在本次設計計算中，bmJJ =39.3562 =0. 63 0.25， 1，故滿足慣量匹配要求。 電動機的型號： 12/3000i 型交流伺服電動機 dmJJ =0.63 滿足匹配要求 數控 機床課程設計 20 設 計 計 算 步 驟 結 論 機械傳動系統的動態分析 1.計算絲杠 -工作臺縱向振動系統的最低固有頻率 nc 已 知 滾 珠 絲 械 螺 母 副 的 綜 合 拉 壓 剛 度K0=Kmin=125 106N/m，滾珠絲杠螺母副和機床執行部件的等效質量為 md=m+13ms，其中 m、 ms分別為機床執行部件的質量和滾珠絲杠螺母副的質量，已知 m=920kg，則 ms=4 42 110.5 7.8 10-3kg=10.83kg md=m+13ms=1111+13 10.83kg=923.61kg nc= 0dKm= 6125 10923.61 rad/s=368rad/s 2.計算扭轉振動系統的最低固有頻率 nt 折算到滾珠絲杠軸上的系統總當量轉動慣量為 Js=Jr+J0 =(18.84+7.39)kg cm2=26.23kg cm2 =0.0026kg m2 又絲杠的扭轉剛度 Ks=K =8676.05N m/rad，則 nt= ssKJ= 8676.050.0026rad/s=1827rad/s 由以上計算可知，絲杠 -工作臺縱向振動系統 的最低固有頻率 nc=368rad/s、扭轉振動系統的最低固有頻率 nt=1828rad/s 都比較高。一般按 n=300rad/s 的要求來設計機械傳動系統的剛度，故滿足要求。 最低固有頻率： nc=368rad/s 最低固有頻率： nt=1827rad/s 條件滿足要求 數控 機床課程設計 21 設 計 計 算 步 驟 結 論 機械傳動系統的誤差計算與分析 1計算機械