立式金属带锯床的机械CAD图纸设计与控制说明书doc

  摘要 立式金属带锯床分为锯床机械结构设计部分、工作台滚珠丝杠计算校核部分、电气控制管理系统设计部分。（1）机械结构设计部分：采用了两个锯轮的大型锯床结构，能够实现一般材料的加工，对轴，锯轮都的设计都一一做了验算，实现了在保证锯床有效的工作的同时，中心部件更紧凑。（2）工作台滚珠丝杠计算校核部分：滚珠丝杠是工作台的核心部件，对滚珠丝杠的计算校核大大的保证了工作台的工作可靠度。（3）电气系统模块设计部分：由于选用的是步进电机相搭配的驱动器，所以控制更加可靠稳定，而且还增加了针对性。驱动器上级选用三菱PLC控制，控制更加稳定可靠，可扩展性更强。带锯床具有切割速度快、尺寸精度高、材料损失小等特点。除此之外，金属带锯床适应性厂、动力消耗低、操作简便、易于维护并可进行角度切割，因而获得了越来越广泛的应用。 关键词：立式锯床 自动化 PLC 滚珠丝杠 电气控制  ABSTRACT Vertical metal band sawing machine for sawing machine structure design part, working table ball screw calculation part, electrical control system design. (1) mechanical design part: it has adopted two saw wheel a large sawing machine structure, to achieve the general material processing, on the shaft, saw wheel design is one one done checking, achieved in that saw effective work at the same time, the center components more compact. (2) table ball screw calculation part: the ball screw is table of core components, the ball screw calculation greatly ensure the work station work reliability. (3) the electrical system design part: due to using the stepping motor which is matched with the drive, so control is more reliable and stable, but also increase the pertinence. The superior selection of Mitsubishi PLC drive control, control is more stable and reliable, expansibility of. Band sawing machine with cutting speed, high precision, low loss characteristics of materials. In addition, metal band sawing machine adaptive plant, low power consumption, simple operation, easy maintenance and can carry out angle cutting, thus more and more widely applied. Key words: vertical sawing ,machine automation ,PLC ，ball screw， electrical control  目录 1 绪论 1 2 机械系统模块设计 2 2.1 金属带锯床的原理介绍 2 2.2 蜗杆传动设计 3 2.3 轴的设计与校核 8 3 传动部件的选择与校核计算 14 3.1 X轴传动部件的选择与校核计算 14 3.2 Y轴传动部件的选择与校核计算 20 4 电气系统设计 28 4.1控制的基础要求 29 4.2 PLC 28 4.3 驱动器的选用 30 5 结论 31 附录I 电气控制图 32 附录 PLC控制程序图 33 参考文献 35 致 谢 36 1 绪论 随着近年来我们国家的国民经济的加快速度进行发展，带锯床也逐渐开始普及，目前已有生产厂家通过技术创新，研制开发了数控带锯床。目前我国锯床制造水平有了很大程度的提高，提高的途径主要有锯床用户积极和科研院所联合，对已有的普通带锯床进行数控化改造；锯床生产商利用可编程控制器实现锯床的自动化或采用其它改进措施；科研机构对锯床做一定深度的理论研究，如哈尔滨理工大学的全自动带锯床的模糊控制管理系统的研究等。金属带锯床作为机械加工制造的第一道工序所需设各，其加工精度和自动化程度必然的联系到后续工序的效率和质量，加工精度要进一步提高。采用先进的变频电动机驱动、精密的滚珠丝杠传动和光栅定位方式，配以伺服控制的液压系统，由计算机自动在线监控锯切全过程，锯条速度、进给速度、卡紧力均可做到任意设置、最优化组合，由此提高锯床的加工精度。 随着近年来我们国家的国民经济的加快速度进行发展，带锯床逐渐开始普及，目前已有生产厂家通过技术创新，研制开发了数控带锯床。目前我国锯床制造水平有了很大程度的提高，提高的途径主要有锯床用户积极和科研院所联合，对已有的普通带锯床进行数控化改造；锯床生产商利用可编程控制器实现锯床的自动化或采用其它改进措施；科研机构对锯床做一定深度的理论研究，如哈尔滨理工大学的全自动带锯床的模糊控制管理系统的研究等。 虽然我国制造水平虽有特别大程度的提高，但众多的国内锯床生产厂商，总体又以中低档产品居多，存在返修率高和锯口粗糙、加工范围较窄等问题。如包头某一钢铁公司购置的一台大型锯床，投入到正常的使用中不久就发生多起故障。由于设备生产商的检修费用较高，用户又缺少必要的技术方法与资料，导致设备一直异常工作。但同样一台先进的德国锯床使用达十几年却很少出故障，所以锯床返修率高的问题已成为制约许多国内锯床公司发展的一个主要的因素。另一制约因素是对于有色金属及特硬难加工材料的锯切往往依赖于进口国外先进锯床。所以我国锯床产业急需提高制造档次，向着生产中、高档锯床产品的方向发展。 2 机械系统设计 2.1 金属带锯床的原理介绍 2.1.1立式带锯结构原理 机床由机架、主传动、锯架、工作台、冷却机构、电气系统、进给系统和导向系统等九个部分所组成。 （1）机架：由底座、左右端支柱、侧支柱、两条导轨支架及外围护板等组成。 图1-1 机床平面图 左右端支柱、侧支柱、导轨支架等，均焊固在底座上，结为一长方体筐架。各部件局面安装在底座上。机架顶端固定着内、外工作台。两条导轨支架上平铺着经过表面加工的钢轨，支承、并供锯架纵向往返滑移，实现快进、工进、快退，完成切割工作。 机架内、外设有护板，内护板接住工作台上流下的铁屑、冷却水，流放到容屑槽内。 （2）主传动：采用交流变频无极调速齿轮减速箱，主动锯轮固装在主传动主轴上与变速箱伸出轴连接，驱动系在锯轮上的带锯条，可分别获得12-60M/min的切割线速度。 锯架：锯架为组焊的弓形箱体。箱体侧面装有带锯条导向机构、操作台、操作面板。箱体下部装有进给系统、滚轮机构、冷却系统。箱体内装有锯轮从动锯轮I、从动锯轮II、主动锯轮、张紧机构与控制元件、电气系统。 滑座板用三副套装的M30、M16螺钉与锯架主板连接。滑座板上装有带锯条张紧机构和从动锯轮I。张紧油缸、滑块、从动锯轮均系在从动锯轮轴上。油缸拖动滑块在滑座板内作上、下滑行，滑行全程70MM，以适应调节不同长度的带锯条的使用。调节三副螺钉，改变从动锯轮位置，进而达到从动锯轮与主动锯轮高精度的共面度和轴线平行度。 锯架由固定在底座上的滚子导轨支持，有进给系统驱动锯架左右滑行，完成切削和退刀运动。两端设有行程开关，用以控制锯架的极限行程。跟随锯架移动的电缆、液压油管经拖链、锯架腔内进入配电板，机床整齐、美观、大方。 （3）进给机构：由交流变频电动机、控制板、减速箱、电磁离合器、支架、滚珠丝杆及导轨支架等组成。锯架与滚轮机构用螺钉固为一体。电动机控制的传动链，驱动横跨在两条导轨上的滚轮，使锯架获得无极调整的进给速度，数值可以在显示屏幕上显示。 （4）工作台：内外工作台之间留有供带锯条穿过的通槽。内工作台与左右端支柱之间没有螺丝连结的两垫板，只需启动液压油缸抬升内工作台，卸下垫板，就要更换锯条。 （5）升降滑台导向机构：主要起到锯带导向作用，由夹持带锯条的硬质合金“导向压块”分部在工件的两侧。下导向压块固定，尽可横向微调。上导向压块装在可沿导向座上下滑动的导向杆上。松动导向臂板上的螺钉，调整“导向压块”使带锯条处于张紧后的“完好直线主要技术参数 锯架采用矩形封闭断面，有充足的刚度，两锯带导向器之距大于工件尺寸5mm，两导向槽平行度为0mm,锯带运动的直线轨迹与两固定钳连线。工作台平面与锯带垂直度为0.005，两锯轮锯带背定位面在垂直工作台平面内的平行度为0.02，两轮轴线。送料导轨与夹紧固定钳面平行度为0.005。 2.1.3锯带张紧装置的设计目的 由于锯切不一样的材料利锯带的张紧程度不同及锯带更换方便，我们设计了液压张紧装置。为了方便拆装，把张紧装置固定在上导带轮上，用它调节上导带轮的位置来改变中心距。预定调节压力值由计算机从数据库中选取，调节时通过压力传感器监测。当压力值达到预定值时换向阀置中位停止进油，调节结束。 在本次结构中选用的电机是Y112M-6型电机 同步转速为1000r/min。一般的锯带轮的母亲速度是3-4m。 2.2蜗杆传动设计 设计条件为传动比i=18.28，蜗杆输入功率P=3.884kw,蜗杆转速n=960r/min 1选择蜗杆传动类型 根据GB/T 10085—1988的推荐，采用阿基米德蜗杆（ZA） 2选择材料 考虑到蜗杆传动的功率不大，速度是较低，故蜗杆用45钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC。蜗轮用铸铝铁青铜（ZCuAl10Fe3），金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿面用青铜制造，而轮芯用铸铁HT100铸造。 3按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计 再校核齿根弯曲疲强度，传动中心矩 1）确定作用在蜗轮上的转矩 （2-1） 2）确定载荷系数K 因工作载荷较平稳，故取载荷分布不均系数,使用系数，由于转速中等，冲击不大，可取动载荷系数则: （2-2） 3）确定弹性系数 因为选择使用的是铸造锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160。 4）确定接触系数 先假设蜗杆的分度圆直径于传动比的比值。 5）确定许用接触应力 根据蜗轮的材料为铸铝铁青铜（ZCuAl10Fe3），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度为45HRC,蜗杆基本许用应力。 h （2-3） （2-4） （2-5） （2-6） 6）计算中心距 （2-7） 取中心距a=125m 由机械设计手册： 蜗杆模数： mm 蜗杆分度圆直径： mm 这时,可查得接触系数,因为,因此以上计算结果可用。 4 蜗轮蜗杆主要参数与几何尺寸 蜗轮蜗杆主要参数与几何尺寸计算结果如下表： 表2-1 蜗轮蜗杆主要参数 名称 代号 计算关系式及结果 中心距 蜗杆头数 蜗轮齿数 齿形角 模数 传动比 齿数比 蜗轮变位系数 蜗杆直径系数 蜗杆轴向齿矩 蜗杆导程 蜗杆分度圆直径 蜗杆齿顶圆直径 蜗杆齿根圆直径 顶隙 蜗杆齿顶高 蜗杆齿根高 蜗杆齿高 蜗杆导程角 蜗杆齿宽 蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮齿顶高 蜗轮齿根高 蜗轮齿高 蜗轮咽喉母圆半径 蜗轮齿宽 蜗轮齿宽角 蜗杆轴向齿厚 蜗杆法向齿厚 蜗轮齿厚 按蜗杆节圆处轴向齿槽宽确定 蜗杆节圆直径 蜗轮节圆直径 5校核弯曲疲劳强度 蜗轮当量系数 （2-8） 根据 =43.48；则蜗轮齿形系数 。 螺旋角系数 （2-9） 寿命系数 （2-10） （2-11） （2-12） 所以弯曲强度是满足的。 6 验算效率 （2-13） 已知与相对滑动速度有关。 （2-14） 用插值法查得=0.023，=1.1687°；代入式中得，大于原估计值，因此不用重算。 2.3.2 按机械功率或转矩选择规格 通用减速器和专用减速器设计选型方法的最大不同在于，前者适用于各个行业，但减速只能按一种特定的工况条件设计，故选用时用户需根据各自的要求考虑不同的修正系数，工厂应该按实际选用的电动机功率(不是减速器的额定功率)打铭牌;后者按用户的专用条件设计，该考虑的系数，设计时一般已作考虑，选用时只要满足使用功率小于等于减速器的额定功率即可，方法相对简单。 通用减速器的额定功率一般是按使用(工况)系数KA=1(电动机或汽轮机为原动机，工作机载荷平稳，每天工作3~10h，每小时启动次数≤5次，允许启动转矩为工作转矩的2倍)，接触强度安全系数SH≈1、单对齿轮的失效概率≈1%,等条件计算确定的。 所选减速器的额定功率应满足： （2-15） 目前世界各国所用的使用系数基本相同。虽然许多样本上没有反映出KS\ KR两个系数，但由于知己(对自身的工况要求清楚)、知彼(对减速器的性能特点清楚)，国外选型时一般均留有较大的富裕量，相当于已考虑了KR\ KS的影响。 由于使用场合不同、重要程度不同、损坏后对人身安全及生产造成的损失大小不同、维修难易不同，因而对减速器的可靠度的要求也不相同。系数KR就是实际需要的可靠度对原设计的可靠度进行修正。它符合ISO6336、GB3480和AGMA2001—B88(美国齿轮制造者协会标准)对齿轮强度计算方式的规定。目前，国内一些用户对减速器的可靠度尚提不出具体量的要求，可按一般专用减速器的设计规定(SH≥1.25，失效概率≤1/1000)，较重要场合取KR=1.25=1.56左右。 2.3.3 热平衡校核 通用减速器的许用热功率值是在特定工况条件下(一般环境和温度20℃，每小时100%,连续运转、功率利用率100%)，按润滑油允许的最高平衡温度(一般为85℃)确定的。条件不同时按相应系数(有时综合成一个系数)进行修正。 所选减速器应满足： （2-16） 2.3 轴的设计与校核 2.3.1主电机功率估算 主电机功率 （2-17） 式中：为机床主传动效率。滚珠轴承的传动效率0.99，同步带传动效率0.98。 2.3.2主电机选型 根据主电机功率为2.79kw，选用其输出功率为3kw。在本次结构中选用的电机是Y112M-6型电机 同步转速为1000r/min。一般的锯带轮的母亲速度是3-4m。 2.3.3主电机轴的结构设计 主轴的主要参数是：主轴的前轴径直径D,主轴的内孔径d，主轴的悬伸量a和主轴支承的跨距l。 图2-1 轴的结构设计 主轴内孔径的d的确定 ，最终取d=37mm 主轴支承跨距的确定 （2-18） 故满足设计的基本要求。 2.3.4 主轴的受力分析 由切向锯带拉力为F=1000N得； （2-19） （2-20） （2-21） 利用叠加法，得到挠度 （2-22） 带入上公式得： 已知：输出转矩为3Kw，传动效率为0.98，所以锯带轮的输出功率为： （2-23） 2.3.5 主轴的强度校核 图2-2 轴的弯扭分析 在转矩和弯矩的共同作用下，按照第三强度理论轴的应力计算公式如下。 （2-24） 式中的弯曲应力为对称循环变应力。到扭转切应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力为对称循环变变应力使，则取。 对于直径为的圆轴，弯曲应力为： （2-25） 将和代入式，则轴的弯扭合成强度条件为 本设计中扭转切应力为脉动循环变应力，所以取。 （2-2） 在水平面上根据力平衡和力矩平衡可列出方程组： （2-2） 代入各已知参数列出：， 在垂直面上根据力平衡和力矩平衡可列出方程组： （2-） 带入各已知参数列出： 将各已知参数代入式得出： 故主轴符合强度要求。 2.3.6 轴的刚度校核计算 (1)轴的弯曲刚度校核 （2-） y为轴的计算挠度； 查的轴的允许挠度为： （2-3） 轴满足刚度要求。 (2)轴的扭转刚度校核 扭角的大小和轴的长度有关。为了消除长度的影响，通常用单位长度转角来表示扭转变形的程度。转角的最大值的最大值不允许超出单位长度许可转角。因此扭转的刚度条件表述为 对于空心圆轴： （2-3） 对于不同的机械和轴的工作条件，可从有关手册中查到单位长度许可转角的值。 精密机械传动轴： 一般传动轴： 锯床电主轴应该属于一般传动轴，所以最终选择0.7?/m，得： （2-3） 由于主轴的最小直径D=37mm，所以符合刚度要求。 综上所述，轴的刚度与强度都符合标准要求。  3 传动部件的选择与校核计算 3.1 X轴传动部件的选择与校核计算 3.1.1脉冲当量的确定 根据设计的分析和计算要求，X方向（左右）的脉冲当量为0.02mm/脉冲，Y方向（前后）为0.01 mm/脉冲。 3.1.2滚珠丝杠螺母副的计算和选型X方向 （1）工作载荷Fm的计算 Fm为工作最大载荷，是指滚珠丝杠副在驱动工作台时所承受的最大轴向力。已知移动部件总重G=500N; Fm=Gu=2.5N （2）FQ最大动载荷的计算 设X方向最快的速度v=1.2m/min，初选丝杠基本导程=4mm,则此时丝杠转速n=1200v/=300r/min。 取滚珠丝杠的常规使用的寿命T= 15000h(一般机电设施取T=15000h；n为丝杠每分钟转速)，代入，得丝杠寿命系数=270(单位106 r)。 查表3-30，取载荷系数fw=1.1，再取硬度系数=1.0， 代入公式： （3-1） 得最大动载荷=1777N （3）初选型号 根据计算出的最大动载荷，查表3-31，选用济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的GD系列1604-3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16mm，基本导程为4mm，循环滚珠为3圈2列，精度等级取5级，额定动载荷为4612N，大于，故满足规定的要求。 （4）传动效率的计算 将公称直径 =16mm，基本导程 =4mm，代入 （3-2） 得丝杠螺旋升角=4°33’将摩擦角=10’，代入，得传动效率=96.4%。 （5）刚度的验算 1）左、右支承中心距离约为800mm；刚的弹性模量=；查《机电一体化系统模块设计课程设计指导书》，得滚珠直径=2.381mm，算得丝杠底径=13.1，则丝杠截面积 （3-3） 得S=134.7 丝杠的拉伸或压缩变形量 （3-4） I为丝杠底径的截面。 （其中“+”号用于拉伸，“-”用于压缩。由于转矩M一般较小，式中第二项在计算是可酌情忽略）。所以， （3-5） 综上求得丝杠在工作载荷Fm作用下产生的拉/压变形量 =7×10-5mm 。 2）根据公式 无预紧时 （3-6） 为有预紧时 （3-7） （当滚珠丝杠副有预紧力，且预紧力达到轴向工作载荷的1/3时，值减小一半左右。）单圈滚珠数目Z=18；该型号丝杠为双螺母，滚珠总圈数为6圈，总滚珠总数量=186=108。滚珠丝杠预紧时，取轴向预紧力166.7N 。则=5×10-5mm，=4.2×10-6mm。 因为丝杠加有预紧力，且为轴向负载的三分之一，所以实际变形量可减小一半，取=2.1×10-6mm。 3）将其代入 （3-8） 得变形总量=0.0521。 形成偏差和变动量知，5级精度滚珠丝杠任意630mm~800mm轴向行程内行程的变动量允许36，而对于阔度为800mm的滚珠丝杠，总的变形量只有0.0521，可见丝杠刚度足够。 （6）压杆稳定性校核 滚珠丝杠属于细长杆，如果轴向负载过大，则可能会产生失稳现象。失稳时的临界载荷应满足： （3-9） =13.1mm，求得界面惯性矩1444.89；压杆稳定安全系数K取3；滚动螺母至轴向固定处的距离800mm取最大值。代入上式，得临界载荷6233N，远大于工作载荷2.5N，故丝杠不会失稳。 综上所述，初选的滚珠丝杠螺母副满足使用上的要求。 先初选电动机型号90BYG2602 ，二相混合式，由常州宝马集团公司生产，最大静转矩为6N.m，十拍驱动时步距角为1.5°。 3.1.3直线移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常规使用的寿命的主要的因素。本设计中的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，即垂直于工作台面的工作载荷全部由一个滑块全部承担，则单滑块所受的最大垂直方向载荷为： （3-10） 其中，移动部件重量，外加载荷，得最大工作载荷。查《机电一体化系统模块设计课程设计指导书》根据工作载荷，初选直线滚动导轨副的型号为系列的型，其额定动载荷，额定静载荷。 （2）距离额定寿命的计算 上述选取的系列型导轨副的滚道硬度为，工作时候的温度不超过，每根导轨上配有两只滑块，精度为4级，工作速度较低，载荷不大。查《机电一体化系统模块设计课程设计指导书》，分别取硬度系数、温度系数、接触系数、精度系数、载荷系数得距离寿命： （3-11） 远大于，故距离额定寿命满足规定的要求。 3.1.4步进电动机减速箱的选用 为满足脉冲当量的设计的基本要求，增大步进电动机的输出转矩，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的小，今在步进电动机的输出轴上安装一套无间隙齿轮减速箱。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《机电一体化系统模块设计课程设计指导书》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 mm/脉冲，滚珠丝杠的导程，初选步进电动机的步距角。根据《机电一体化系统模块设计课程设计指导书》式（3-12），算得减速比： （3-12） 本设计选用常州市新月电机有限公司生产的JBF-7型齿轮减速箱。大小齿轮模数均为1mm，齿数比为60:36，材料为45调质钢，齿面淬硬后达55HRC。减速箱的中心距为，小齿轮厚度为20mm，双片大齿轮厚度均为10mm。 3.1.5步进电动机的计算于选型 （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=16mm，总长（带接杆）=800mm，导程=4mm，材料密度 =；X向移动部件总重量G=500N。 可以算的各个零部件的转动惯量如下：滚珠丝杠的转动惯量=0.4；折算到丝杠上的转动惯量=0.01。初选的纵向步进电动机型号为90BYG2602，该型号电动机转子的转动惯量=4。 （2）计算加在步进电动机转轴上能够的等效负载转矩分快速空载运动和承受最大工作负载两种情况做计算。 1）快速空载启动时电动机转轴所承受的负载转矩。 由式=++可知，包括三部分：快速空载启动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩、移动不见折算时折算到电动机转轴上的摩擦转矩、滚珠丝杠预警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，根据式可知，相对于和很小，可忽略不计。 根据式=，考虑纵向链的总效率，计算快速空载启动时折算到电动机转轴上的最大加速转矩： = （3-13） ——对应纵向空载最快移动速度的步进电动机最高转速。 ——步进电动机有静止到加速至转速所需要的时间。 其中： （3-14） ——X方向空载最快移动速度，为2400mm/min； ——X方向步进电动机步矩叫角，为1.5； ——X方向脉冲当量，=0.02mm/脉冲。 将以上各式带入式，算得=500。 设步进电动机由静止到加速至转速所需时间=0.4s，纵向传动链总效率=0.96；则由式= 求得=0.056 由式可知，移动部件运动时，折算到电动机转轴上的摩擦转矩为： （3-15） ——导轨的摩擦因数，滚动导轨取0.004 ——垂直方向的工作负载，空载时取0 ——纵向传动总效率，取0.7 则由式 最后由式，求得快速空载启动时电动机转轴所承受的负载转矩为： =+=0.057 2）步进电动机最大静转矩的选定 考虑到步进电动机采用的是开环控制，当电网电压减低时，其输出转矩会下降，会造成丢步，甚至堵转。因此，根据来选择步进电动机的最大静转矩时，需要考虑到安全系数。这里取安全系数K=4，于前面预选的90BYG2602行步进电动机，由表可知，其最大静转矩=37Nm，可见完全满足式4的要求。 （3）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 X向最快工进速度=2400mm/min，脉冲当量=0.02mm/脉冲，由式 （3-16） 求出电动机对应的运行频率=2000Hz。从90BYG2602的运行矩频特性能够准确的看出，在此频率下，电动机的输出转矩=5.0Nm，远大于最大工作负载转矩=0.057Nm，满足规定的要求。 2）最快空载移动时电动机运行频率校核 最快空载移动速度=2400mm/min，对应的电动机运行频率=2000Hz。查表得90BYG2602的极限运行频率为20000Hz，可见没有超出范围。 3）启动频率的计算 已知电动机转轴上的总惯量=4.1kg，电动机转子自身的转动惯量=4kg，查表4-5可知电动机转轴不带任何负载时的最高空载启动频率=1800Hz。则由式可以求出步进电动机克服惯性负载的启动频率为得1264.9Hz。 上式说明，要想保证步进电动机启动时不失步，任何一个时间里的启动频率都必须小于1264.9Hz。实际上，在采用软件升降时，启动频率选得很低，通常只有100Hz（即100脉冲/s）。 综上所述，这里横向进给系统选用90BYG2602步进电动机，能够完全满足设计的基本要求。 3.2 Y轴传动部件的选择与校核计算 3.2.1脉冲当量的确定 根据设计的分析和计算要求，X方向（左右）的脉冲当量为=0.02mm/脉冲，Z方向（上下）为=0.02mm/脉冲。Y方向（前后）为=0.01 mm/脉冲。 3.2.2滚珠丝杠螺母副的计算和选型Y方向 （1）工作载荷Fm的计算 Fm为工作最大载荷，是指滚珠丝杠副在驱动工作台时所承受的最大轴向力。已知移动部件总重G=1000N;Fm=Gu=5N （2）FQ最大动载荷的计算 设Y方向最快的速度v=1.2m/min，初选丝杠基本导程=4mm,则此时丝杠转速n=1000v/ =300r/min。 取滚珠丝杠的常规使用的寿命T= 15000h(一般机电设施取T=15000h；n为丝杠每分钟转速)，代入，得丝杠寿命系数=270（单位为r）。 查表3-30，取载荷系数fw=1.1，再取硬度系数=1.0， 代入公式： （3-17） 得最大动载荷=3554.8N （3）初选型号 根据计算出的最大动载荷，查表3-31，选用济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的GD系列1604-3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16mm，基本导程为4mm，循环滚珠为3圈2列，精度等级取5级，额定动载荷为4612N，大于，故满足规定的要求。 （4）传动效率的计算 将公称直径=16mm，基本导程=4mm，代入 （3-18） 得丝杠螺旋升角=4°33’将摩擦角=10’，代入，得传动效率=96.4%。 （5）刚度的验算 1）左、右支承中心距离约为800mm；刚的弹性模量=；查《机电一体化系统模块设计课程设计指导书》，得滚珠直径=2.381mm，算得丝杠底径=13.1，则丝杠截面积 （3-19） 得S=134.7 丝杠的拉伸或压缩变形量 （3-2） I为丝杠底径的截面。惯性矩 （其中“+”号用于拉伸，“-”用于压缩。由于转矩M一般较小，式中第二项在计算是可酌情忽略）。所以 （3-2） 综上求得丝杠在工作载荷Fm作用下产生的拉/压变形量=1.4×10-4mm。 2）根据公式 无预紧时 （3-2） 为有预紧时 （3-2） （当滚珠丝杠副有预紧力，且预紧力达到轴向工作载荷的1/3时，值减小一半左右。）单圈滚珠数目Z=18；该型号丝杠为双螺母，滚珠总圈数为6圈，总滚珠总数量=108。滚珠丝杠预紧时，取轴向预紧力333.3N。则=7.9×10-5mm， =6.67×10-6mm。 因为丝杠加有预紧力，且为轴向负载的三分之一，所以实际变形量可减小一半，取=3.33×10-6mm。 3）将其代入 （3-2） 得变形总量=0.085。 由表3-27形成偏差和变动量知，5级精度滚珠丝杠任意630mm~800mm轴向行程内行程的变动量允许36，而对于阔度为800mm的滚珠丝杠，总的变形量只有0.085，可见丝杠刚度足够。 （6）压杆稳定性校核 滚珠丝杠属于细长杆，如果轴向负载过大，则可能会产生失稳现象。失稳时的临界载荷应满足： （3-2） 于设计的基本要求为双推—双推则丝杠支承系数4有丝杠底径13.1mm，求得界面惯14444.89；压杆稳定安全系数取3；滚动螺母至轴向固定处的距离800mm取最大值。代入上式，得临界载荷6233N，远大于工作载荷Fm=5N，故丝杠不会失稳。 综上所述，初选的滚珠丝杠螺母副满足使用上的要求。 先初选电动机型号90BYG2602，二相混合式，由常州宝马集团公司生产，最大静转矩为6N.m，十拍驱动时步距角为1.5°。 3.2.3直线移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常规使用的寿命的重要因素。

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