1、河南理工大學機械學院測控技術及儀器專業課程設計精密機械與儀器設計課程設計說明書二坐標精密工作臺姓 名： 范紅忠 學 號： 310704040109 專業班級： 測 控07-1 班 指導教師： 閆勇剛 河南理工大學 測控技術與儀器系2010.7.11目錄1.概述.31.1設計的目的31.2設計的意義31.3數控技術發展概況31.4二維數控精密工作臺的原理41.4.1二維數控平臺51.4.2曲柄連桿機構52.本次設計的任務和設計的整體方案.72.1設計的任務.72.2設計的整體方案.72.2.1工作臺總體結構的確定.82.2.2傳動方案的確定.83.機械系統的設計計算.93.1步進電機的初步確定9

2、3.1.1步進電機的脈沖頻率計算.93.1.2步進電機的驅動轉矩計算.93.2滾珠絲桿選擇103.2.1滾珠絲桿工作長度計算.103.2.2載荷計算.113.2.3額定動載荷計算.123.2.4穩定性校核.133.2.5滾珠絲桿副的剛度計算.143.2.6滾珠絲桿零件圖.143.3軸承的選擇.153.4滾動直線導軌選擇153.4.1導軌額定壽命計算.163.4.2導軌工作載荷計算.173.4.3滾動導軌零件圖173.5聯軸器的選擇.183.5.1聯軸器傳遞功率確定.183.5.2聯軸器的選定183.6系統整體性能計算. 193.6.1步進電機軸上總當量負載轉動慣量計算193.6.2系統剛度計算

3、193.6.3系統固有頻率計算202.6.4系統死區誤差計算203.6.5由系統剛度變化引起的定位誤差計算204.二維數控精密工作臺裝配圖.225.總結.23參考文獻.241概述1.1設計的目的“精密機械設計基礎”課程設計作為實踐環節對于整個課程具有非常重要的意義。在這次課程設計中不僅僅是完成一項指定的任務，更重要的是實際走過一個完整的設計過程。學生在課程設計中定位為設計者，對方案進行篩選論證，考慮結構工藝性和選材。整個設計采用AutoCAD和Solidworks完成，從3D建模到2D圖紙。要求學生至少做出一張可用于加工的圖紙，圖紙的尺寸標注要合理，要有尺寸公差和行為公差，要正確選擇材料，要有

4、技術要求。總之，通過本次課程設計使學生知道，設計過程包括哪些步驟，能夠投放生產的加工圖紙是什么樣子的。其目的是:（1）具體應用、鞏固加深和擴大課程及有關先修課程的理論知識、生產知識，了解精密機械設計的一般設計方法和步驟，培養學生的實際設計能力，為以后進行畢業設計打下基礎。（2）掌握正確的設計思想，并通過本次課程設計使同學們掌握儀表的設計思想。1.2設計的意義精密機械課程設計是一次比較完整的精密機械設計，它是理論聯系實際、培養初步設計能力的重要教學環節。對于學生能力的培養具有重大意義。1.3數控技術發展概況隨著生產和科學技術的發展，特別是隨著航天、航空、造船、電子和兵器等工業部門的發展，機械產品

5、日益精密、復雜，而且改型頻繁，普通機床已不能完全適應這些部門的加工要求，如對一些復雜的曲線、曲面所構成的零件，手工操作甚至根本無法進行加工。因此，數控機床已成為現代工業生產必不可少的設備。以數控機床為代表的數控設備的生產與應用水平，反映出一個國家的機械與電子工業水平，它的研制和推廣應用，對于提高勞動生產率和產品質量，改變我國制造技術落后的狀況，使我國機電產品走向世界，起著極為重要的作用。輸入輸出設備計算機數控裝置伺 服系 統受控設備數控設備是指通過數字化操作指令進行控制的一種設備，其基本結構如圖1-1所示： 圖1-1數控設備基本框圖 目前世界上在數控技術方面比較先進的國家主要有：德國、日本和美

6、國，它們的設計制造技術代表著當今世界的最先進水平，比如德國的德馬赫，日本的橫河。而作為世界上新興的制造業大國，我國在數控技術方面任重而道遠，這需要我們這一代人更加的努力，才能趕上和超過世界上其它先進國家，使我國成為真正的制造業強國。數控設備的發展方向：隨著微電子技術和計算機技術的發展，數控設備性能日趨完善，數控設備應用領域日趨擴大。科學技術的發展，推動了數控設備的發展，各生產部門加工要求的不斷提高又從另一方面促進了數控設備的發展。當今數控設備正不斷的采用新的技術成就，朝著高速度化，高精度化，多功能化，智能化、小型化、系統化與高可靠性發展。圖1-2德國生產的數控設備1.4二維數控精密工作臺的原理

7、1.4.1二維數控平臺如圖1-3所示為二維數控平臺實驗原理樣機原理圖，圖1-4為二維數控平臺實物照片。二維數控平臺可以實現X、Y兩個方向的運動，通過兩個方向運動的合成，可以實現任意平面軌跡。 圖1-3 二維數控平臺實驗機原理圖 此試驗機裝有一支筆，固定不動，在工作臺上放上紙，工作臺在運動時，就可以在紙上畫出預先給定的圖形。二維數控工作臺的主要結構件有：底座、滾珠導軌、滾珠絲桿、四桿支架、托盤、工作臺、步進電機支架等等。圖1-4 二維數控平臺實物照片1.4.2曲柄連桿機構圖1-5曲柄連桿機構圖1-5曲柄連桿機構的原理圖，圖1-6為曲柄連桿機構的實物照片。圖1-5所示的曲柄連桿機構在連桿上的任意點

8、A，在曲柄回轉時，均可畫出一條封閉的曲線，但這條封閉的曲線是固定的，往往不能按照人們的預先要求來實現。要實現某些固定的曲線，就要確定連桿上某點的位置，而確定這點的位置往往是很復雜的。圖1-6曲柄連桿機構實物圖2本次設計的任務和設計的整體方案2.1設計的任務設計一個數控X-Y工作臺，該工作臺可用于銑床上坐標的加工和塑料、鋁合金零件的二維曲線加工。其實際結構如下圖：圖2-1二維工作臺實物圖設計的各項參數如下表：表2-1設計主要參數負載重量G最大快移速度重復定位精度定位精度調節范圍（X軸）調節范圍（Y軸）臺面尺寸CBH150N1m/min±0.01mm0.025mm130mm130mm14

9、5mm160mm12mm2.2設計的整體方案本次設計的二維數控精密工作臺由于不對控制部分進行設計，而僅僅對機械部分進行設計，故確定整體設計方案如圖2所示：采用步進電機對工作臺進行驅動，經聯軸器后，帶動滾珠絲桿傳動，從而實現二維數控精密工作臺的縱向（Y軸）、橫向（X軸）進給運動。滾動絲桿步進電機聯軸器步進電機聯軸器Y方向傳動機構X方向傳動機構滾動絲桿工作臺圖 2-2整體設計方案2.2.1工作臺總體結構的確定（1）步進電機2個（分別用于X、Y方向）；（2）滾珠絲桿2套，應分別對其進行分析設計，以滿足兩者不同的受力情況；（3）滾動導軌：雙導軌，四滑塊；（4）工作臺面；（5）聯軸器2個、軸承座、軸承擋

10、圈以及絲桿螺母等等。2.2.2傳動方案的確定傳動順序為：步進電機 減速器 滾珠絲桿 工作臺要求在X、Y方向應滿足：x=y其中，x、y分別為X、Y方向的脈沖當量，這里脈沖當量為25m/step。3.機械系統的設計計算3.1步進電機的初步確定根據已設傳動條件：X、Y方向的脈沖當量x=y=25m/step。脈沖當量較小，在這里選用反應式步進電機，它具有步進角小，頻率高的特點。查機械零件設計手冊可擬選步進電機型號為：110BF5-1.5,其相關參數如下表：表3-1 110BF5-1.5的相關參數型號機座號相數額定電壓V額定電流A110BF5-1.5110580/12.808歩距角額定載荷轉矩/Nm軸徑

11、mm空載啟動頻率Hz靜態力矩Nm1.5/0.75-10200030000采用單相通電方式，則歩距角=0.75°。3.1.1步進電機的脈沖頻率計算典型工況下，步進電機的脈沖頻率fx和fy分別為：fx=x60x×103=160×0.025×103=667p/s<fxmax=2000p/s 式3-1fy=y60y×103=160×0.025×103=667p/s<fymax=2000p/s 式3-2經驗算，該型號步進電機可滿足設計要求3.1.2步進電機的驅動轉矩計算經查手冊可知：典型工況下，步進電機的驅動轉矩Ty和Ty

12、分別如下圖所示。圖3-1 步進電機110BF5-1.5的矩頻特性圖由上圖可看出，該型號步進電機在脈沖頻率為667p/s時，其轉矩約為3Nm；足以滿足設計的需求。故可以選用該型號電機。3.2滾珠絲桿選擇已知條件：表3-2負載重量N調節范圍mm最大快移速度m/mim定位精度mm15013010.025表3-3重復定位精度Mm行程mm滾珠絲桿基本導程mm滾珠絲桿公稱直徑mm±0.011304203.2.1滾珠絲桿工作長度計算 l=l工作臺+l行程+l余量 式3-3橫向（X軸）絲桿工作長度：lx=145+130+40=315mm橫向（X軸）絲桿工作載荷：Fx=150N工作臺重量：G工作臺=2

13、5N（其中，選取工作臺材料為灰鑄鐵，密度：6.67.4×1000Kg/m3,重力加速度取9.8Kgms2）縱向（Y軸）絲桿工作長度：ly=160+130+40=330mm縱向（Y軸）絲桿工作載荷：Fx=150N橫向（X軸）方向臂重量：Gx=50N（其中，包括X軸向的滾動導軌、滑塊等的重量）3.2.2載荷Fc計算可以設定工作臺的適用工況為：每天工作8小時，每年300個工作日，可連續工作6年以上。查機械零件設計手冊，可選滾道截面形狀為雙圓弧形；滾珠循環方式為內循環固定式；預緊方式采用雙螺母墊片式。絲桿材料：9Mn2V鋼；滾道硬度:5459HRC。又根據設定工況查手冊可得：載荷系數：d=1

14、.01.2安全系數：j=1.02.0表3-4滾珠絲桿的載荷系數d和靜安全系數j：載荷性質dj平穩或輕度沖擊1.01.21.02.0中等沖擊1.21.52.03.0較大沖擊或震動1.52.52.03.0硬度系數：KH=1.01.11精度等級：KA=1.0表3-5 硬度系數滾道實際硬度5855504540KH1.01.111.562.43.85表3-6 精度等級精度等級C、DE、FGHKA1.01.11.251.43則：Fc=dKHKAFm=1.1×1.11×1.0Fm=1.221Fm 式3-4其中，選取d=1.1，KH=1.11,KA=1.0,即選取精度等級為一級。橫向載荷：

15、FCX=1.221×(G工作臺+Fx）=1.221×(25+150)=213.675N縱向載荷：FCy=1.221×(G工作臺+Gx+Fy)=1.221×(25+50+150)=274.7N3.2.3額定動載荷Ca'計算壽命：Lh'=8×300×6=14400h當量轉速： nd=(nmax+nmin)2=工作臺×10004=125rmin 式3-5nmax=250rmin額定動載荷： Ca'=FC3nmLh'1.67×104 式3-6橫向額定動載荷：Cax'=213.675&

16、#215;3250×144001.67×1041161N縱向額定動載荷：Cay'=274.7×3250×144001.67×1041493N根據初定的導程Ph和計算所得的額定動載荷Ca',并依據選取絲桿過程中選取導程應等于Ph，變載時Ca等于或大于Ca'的原則，查機械零件設計手冊確定橫向（X軸）和縱向（Y軸）采用相同的滾珠絲桿，并確定其型號為：CDM2004-2.5。該型滾珠絲桿副的具體參數如表9：表3-7 CDM2004-2.5型滾珠絲桿參數滾珠絲桿副型號公稱直徑d0基本導程Ph鋼球直徑Dw絲桿外徑d1CDM2004-

17、2.52042.38119.7螺紋底徑d2循環圈數額定動載荷CaN額定靜載荷CoaN接觸剛度RNm-117.025×1586214361608螺母安裝連接尺寸DD1D3D4BD5D6hLL1CAMXYF40-66531158106762743M6-3.2.4穩定性校核1）由于一端軸向固定的絲桿在工作時可能會失穩，所以再設計時應對其安全系數S進行校核，其值應大于絲桿副傳動結構允許安全系數S。滾珠絲桿臨界載荷： Fcr=2EIa(l)2 式3-7式中，E為滾珠絲桿材料的彈性模量，對于9Mn2V鋼，E=206GPa;l為絲桿工作長度（m），Ia為絲桿危險截面的軸慣性矩（m4）；為長度系數。

18、又知， Ia=d2464=3.14×(0.0170)4644.1×10-9m4 式3-8取=23，則有：橫向滾珠絲桿臨界載荷：FXcr=2EIa(l)2=3.142×206×109×4.1×10-9(23×0.315)2=1.9×105N縱向滾珠絲桿臨界載荷：FYcr=2EIa(l)2=3.142×206×109×4.1×10-9(23×0.330)2=1.72×105N進而，有橫向滾珠絲桿安全系數： SX=FXcrFCX=1.9×105213.

19、675=889 式3-9縱向滾珠絲桿安全系數： SY=FYcrFCY=1.72×105274.7=626 式3-10經查手冊知，S>S,兩絲桿均是安全的，不會失穩。2）滾珠絲桿副還受d0nd值的限制，查手冊可知通常情況下，要求d0nd<7×104mmrmin d0nd=20×125=2500<7×104 式3-11所以該滾珠絲桿副工作穩定。3.2.5滾珠絲桿副的剛度計算滾珠絲桿的剛度Rc由絲桿的拉壓剛度RS、螺母支承剛度RN和螺紋滾道接觸剛度R組成。其關系如下： 1RC=1RS+1RN+1R 式3-12絲桿支承為一端固定、一端自由，則絲

20、桿的拉壓剛度： RS=d22E4000lS 式3-13螺母的支承剛度： RN=AE1000l' 式3-14式A為螺母橫截面（mm2），查手冊可算出；l'為螺母支承面有效滾道間長度，單位為mm。螺紋滾道接觸剛度R，查機械零件手冊表18-33或表18-36可得到。經驗算，可得兩絲桿均滿足剛度要求。3.2.6滾珠絲桿零件圖圖3-2滾珠絲桿零件圖3.3軸承選擇根據滾珠絲桿的額定動載荷和額定靜載荷以及絲桿和軸承所承受的最大載荷，查機械零件設計手冊，以確定所選軸承的型號。表3-8各類滾動軸承性能和價格比較軸承類型徑向承載軸向承載高速性調心性調隙性價格比單向雙向深溝球軸承良差良中中1調心球軸

21、承中中中優差1.8推力球軸承無優無差無無1.1推力圓柱滾子軸承無優無差無無差由表3-8可以看出采用深溝球軸承比較經濟，并且由于滾動絲桿既要承受徑向載荷，又要承受軸向載荷，則進一步查手冊可以得到滾動軸承SN6204型大概可滿足要求，經校核，該型軸承滿足設計載荷的需求。其具體參數如表3-9所示。表3-9 SN6204型深溝球軸承參數基本尺寸安裝尺寸基本額定載荷極限轉速軸承代號dDBrmindaminDamaxramaxCrCor脂潤滑油潤滑6000型mmmmKNr/min-204714126.041.0112.86.65140001800062043.4滾動直線導軌選擇設定導軌工作參數如下表：表3

22、-10導軌工作參數X軸滑座上載荷FCXY軸滑座上載荷FCY滑座個數單向行程長度X軸方向Y軸方向213.675N274.7N4個315mm330mm每天工作時間年工作日數壽命年數每分鐘往復次數8小時300天5年6次3.4.1導軌額定壽命計算壽命：Th=8×300×5=12000h又由： Th=TS×1032LSn 式3-15其中Ts為導軌額定行程長度壽命，單位為Km；Ls為工作單行程長度，單位為m；n為每小時往復次數，單位為：次/h。可得橫向導軌額定行程長度壽命： Txs=2ThLsn103=2×12000×0.315×6×6

23、0103=2721.6km 式3-16縱向導軌額定行程長度壽命： Tys=2ThLsn103=2×12000×0.33×6×60103=2851.2km 式3-17因需要滑座數目為M=4,即：每根導軌上使用2個滑座，查機械電子工程專業課程設計指導書可確定：接觸系數：fc=0.81硬度系數：fH=1溫度系數：fT=1負荷系數：fw=1.5又有： Ts=K(fHfTfcfwCaF)3 式3-18其中，K為壽命系數，一般取50Km；F為滑座工作載荷N；Ca為額定動載荷N。3.4.2導軌工作載荷計算橫向（X軸）滑座工作載荷：FX'=Fcx2=213.67

24、52=106.8375N縱向（Y軸）滑座工作載荷：FY'=FcY2=274.72=137.35N進而可得橫向（X軸）額定動載荷： Cxa=Fx3TxSKfwfHfTfc=106.8735×32721.650×1.51×1×0.81=750N 式3-19縱向（Y軸）額定動載荷： CYa=FY3TySKfwfHfTfc=137.35×32851.250×1.51×1×0.81=979N 式3-20查機械電子工程專業課程設計指導書，可選LY25AL,其額定載荷為1740N，可滿足，設計使用要求。3.4.3滾動導軌

25、零件圖圖3-3滾動導軌零件圖3.5聯軸器的選擇設定工作臺進給抗力：F抗=1000N工作臺最大移動速度:VMAX=1mmin3.5.1聯軸器傳遞功率確定表3-9 機械傳動效率概略值（供參考）類型V帶傳動聯軸器傳動圓柱齒輪傳動一對滾動軸承絲桿螺母副符號cgbs效率0.940.970.970.9950.960.990.980.9950.900.95初選傳動效率為c=0.98。由式：傳遞功率=工作臺進給抗力×工作臺移動速度傳動鏈效率即：P=1000×160×0.98=16.34W3.5.2聯軸器的選定查手冊確定聯軸器的載荷系數為：K=1.5聯軸器的計算轉矩：TC=KT=K

26、×9550Pnd=1.5×9550×16.34×10-31252 式3-21由于聯軸器的工稱轉矩TnTc，經查機械零件設計手冊可選聯軸器的型號為剛性凸緣聯軸器YL1型，其具體參數如表12所示。表12 YL1型凸緣聯軸器參數表型號公稱轉矩Tn許用轉速n軸孔直徑d軸孔長度L質量M轉動慣量IDD1YL110Nm13000r/min12/14（H7）320.94Kg0.0018Kgm271723.6系統整體性能計算3.6.1步進電機軸上總當量負載轉動慣量計算橫向（X軸）滾珠絲桿轉動慣量： Jxs=d4l32=×7.8×103×0.0

27、1854×0.31532=2.83×10-5Kgm2 式3-22縱向（Y軸）滾珠絲桿轉動慣量： Jys=d4l32=×7.8×103×0.01854×0.3332=2.96×10-5Kgm2 式3-23聯軸器的轉動慣量：I=0.0018Kgm2將各轉動慣量及工作臺的質量這算到步進電機機軸上，得總當量負載轉動慣量： Jd=Js+I 式3-24橫向總當量負載轉動慣量：Jxd=0.0018283Kgm2縱向總當量負載轉動慣量：Jxd=0.0018296Kgm23.6.2系統剛度計算先對橫向絲桿進行分析：絲桿最大拉壓剛度; klma

28、x=d2E4lmin=×0.01852×2.1×10114×0.06=9.4×108Nm 式3-25絲桿最下拉壓剛度： klmin=d2E4lmin=×0.01852×2.1×10114×0.38=1.5×108Nm 式3-26假定絲桿軸向支承軸承經過預緊并忽略軸承座和螺母座剛度的影響，求得絲桿螺母機構的綜合拉壓剛度。 1K0min=12KB+1KLmin+1KN=12×1.96×108+11.5×108+11.02×109=1.02×10-8m

29、N 式3-5-6K0min=9.8×107Nm 1K0max=12KB+1KLmax+1KN=12×1.96×108+19.4×108+11.02×109=0.373×10-8mN 式3-5-7K0max=2.68×108Nm進而可得死干的最低扭轉剛度為：KTmin=d4G32lmax=×0.01854×8.1×101032×0.38=2450Nmrad 式3-27采用同樣方法可以對縱向絲桿進行分析。3.6.3系統固有頻率計算橫向滾珠絲桿質量：mxs=14d2L=14×0.0

30、1852×0.315×7.8×103=0.66kg縱向滾珠絲桿質量：mys=14d2L=14×0.01852×0.33×7.8×103=0.69kg進而：ms=mxs+mys=0.66+0.69=1.35kg則絲桿和工作臺振動系統的最低固有頻率為：min=K0minm+13ms=9.8×1072.55+13×1.35=5715.5rads 式3-28min較高，說明該系統的動態特性很好。3.6.4系統死區誤差計算假設聯軸器和絲桿螺母機構采用了消隙和預緊措施，則由摩擦力引起的最大反向死區誤差為：max=2mgK0min×103=2×2.55&