【正文】 參考文獻1 [M].北京：北京理工大學出版社，2007,522.2 [M].北京：化學工業(yè)出版社，2006,715.3 [M].北京:機械工業(yè)出版社，2007,432.4 丁軍，[J].機電一體化，2003,04：102105.5 [J].,02:2427.6 [J].煤礦機械，2008,02:4547.7 [M].北京：機械工業(yè)出版社，2011,1620.[M].北京：化學工業(yè)出版社，2001,623.9 [M].北京：清華大學出版社。而且大大提高了動手的能力，使我充分體會到了在創(chuàng)造過程中探索的艱難和成功時的喜悅。在設計過程中，我通過查閱大量有關資料，與同學交流經(jīng)驗和自學，并向老師請教等方式，使自己學到了不少知識，也經(jīng)歷了不少艱辛，但收獲同樣巨大。同時改造后的數(shù)控系統(tǒng)采用開環(huán)控制系統(tǒng)，該系統(tǒng)結(jié)構簡單，成本低廉，易掌握，調(diào)試和維修比較方便。原有的支撐結(jié)構也保留，用步進電機驅(qū)動縱、橫向進給。橫向進給機構的改造：拆掉原手動刀架和小拖板，安裝上數(shù)控刀架；拆掉普通絲桿、光桿進給箱和溜板箱，換上滾珠絲杠螺母副；保留原手動機構，用于調(diào)整操作。CM6132精密車床具有分離運動，加工精度高等特點，進行數(shù)控改造更有實際意義。我國是世界上機床產(chǎn)量最多的國家，但數(shù)控機床的產(chǎn)品競爭力在國際市場中仍處于較低水平，對通用機床進行數(shù)控化改造是我國機床工業(yè)技術發(fā)展的重要方向。2. 扭轉(zhuǎn)變形引起的軸向移動滯后量的計算由該扭轉(zhuǎn)變形量引起的軸向移動滯后量將影響工作臺的定位精度，由式(53)得==≈=結(jié) 論 數(shù)控技術和數(shù)控機床是制造業(yè)現(xiàn)代化得基礎，更是一個國家綜合國力的重要體現(xiàn)，直接影響到一個國家的經(jīng)濟發(fā)展和綜合國力。1. 扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量的計算已知負載力矩== 128 Nmm)。） (52)式中 ——扭轉(zhuǎn)角（176。 機械傳動系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起定位誤差= = = 103 mm即=6，故滿足要求。 計算機械傳動系統(tǒng)的反向死區(qū)假定靜摩擦力主要由機床執(zhí)行部件的重量引起的，則機床執(zhí)行部件反向時的最大反向死區(qū)誤差公式==== mm (51)式中 ——執(zhí)行部件的質(zhì)量(kg)；——重力加速度，一般取= ；——導軌靜摩擦系數(shù)；——系統(tǒng)的縱振固有頻率(rad/s)。m/rad，則：===1130 rad/s由以上計算可知，絲杠—工作臺縱向系統(tǒng)的最低固有頻率=1448rad/s、扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的最低固有頻率=1130rad/s，都比較高。cm2= kg 驗算慣量匹配為了使機械傳動系統(tǒng)的慣量達到較合理的匹配，系統(tǒng)的負載慣量與伺服電動機的轉(zhuǎn)動慣量之比一般應滿足，即因為==，故滿足慣量匹配要求。m，大于=m。m機械傳動系統(tǒng)空載啟動力矩與所需的步進電機的最大靜力矩的關系為 = = = Ncm2；最高空載啟動頻率，3000 Hz；運行頻率，16000 Hz；分配方式，五相十拍；質(zhì)量，92 kg。；最大靜轉(zhuǎn)矩， Nm 選擇驅(qū)動電動機的型號 選擇驅(qū)動電動機的型號根據(jù)以上計算和參考文獻[21109]國產(chǎn)BF系列反應式步進電機技術參數(shù)表，選擇國產(chǎn)130BF001型反應式步進電機為驅(qū)動電動機，機主要技術參數(shù)如下：相數(shù)，5；步距角，176。當機床執(zhí)行部件以最快速度=1200mm/min運動時電動機的最高轉(zhuǎn)速為== 1000 r/min由式(48)得=== kgfcm2；而進給傳動系統(tǒng)的負載慣量 = kgcm2)； ——進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益(Hz)； ——加速時間(s),取= 3=（其中，為周期(s)）。cm (48)式中 ——機床執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的轉(zhuǎn)速(r/min)；——電動機的轉(zhuǎn)動慣量(kgm切削時（工進力矩），由公式(47)得=== Nm (46)2. 切削時（工進力矩），有= N已知滾珠絲杠螺母副的效率=，滾珠絲杠螺母副的預緊力為===則由式(45)得===m 由滾珠絲杠預緊力產(chǎn)生的并折算到電動機軸上的負載力矩的計算= Nm (44)式中 ——不切削狀態(tài)下各坐標軸的軸向負載力(即為空載時的導軌摩擦力，N)。cm2 計算折算到電動機軸上的負載力矩 折算到電動機軸上的切削負載力矩的計算=N/m (43)式中 ——在切削狀態(tài)下，各坐標軸的軸向負載力(N)； ——電動機每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動距離(m)； ——進給傳動系統(tǒng)的總效率，絲杠與電動機直連時，取=；絲杠與電動機不直連時，取=。已知機床橫向進給系統(tǒng)執(zhí)行部件的總質(zhì)量= ；絲杠軸每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離=，則由式(42)的===㎝2 折算到電動機軸上的移動部件的轉(zhuǎn)動慣量 = kgcm2 (41)式中 ——材料密度(kg/cm3)，對于鋼=103kg/cm3； ——回轉(zhuǎn)體的直徑(cm)； ——回轉(zhuǎn)體的長度(cm)； ——零件序號，=1,2，…。扭矩作用點之間的距離=387mm，已知滾珠絲杠的剪切模量=104 MPa，滾珠絲杠的底徑=，由公式(324)得：===常用滾珠絲杠型號及參數(shù)得滾珠與滾道的接觸剛度 =636N/，滾珠絲杠的額定動載荷=11300 N，已知滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷=，則由式(321)得=== 計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度進給系統(tǒng)的最大綜合拉壓剛度和最小綜合拉壓剛度=N/ (322)=N/ (323)由式公式(322)得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為===故=185N/由式公式(323)得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為===故=130N/ 計算滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度=N 滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗滾珠絲杠螺母副的疲勞壽命和時間壽命公式=r (315)=h (316)式中 ——額定動載荷(N)； ——軸向載荷(N)； ——滾珠絲杠螺母副轉(zhuǎn)速(r/min)； ——運轉(zhuǎn)條件系數(shù)，無沖擊平穩(wěn)運轉(zhuǎn)時，～；一般運轉(zhuǎn)時，～；有沖擊振動運轉(zhuǎn)時，～。滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速的計算長度=337 mm，其彈性模量=105 MPa ，密度=N/mm3，重力加速度= 103mm/s2。為了安全起見，一般滾珠絲杠螺母副的最高轉(zhuǎn)速應低于臨界轉(zhuǎn)速。對呀數(shù)控機床來說，滾珠絲杠螺母副的最高轉(zhuǎn)速是指快速移動時的轉(zhuǎn)速。已知滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑= mm，由設計圖可知滾珠絲杠螺母副的最大受壓長度=313mm，絲杠水平安裝時，取=1/3，查表36得=2，則由公式(313)得=105 ==156 N本車床橫向進給系統(tǒng)滾珠絲杠螺母副的最大軸向壓縮載荷為= N，遠小于其臨界壓縮載荷的值，故滿足要求。表35 有效行程內(nèi)的目標行程公差和允許的行程變動量 （單位：）有效行程/mm精度等級123453156688121216162323315~4007698121218172525400~500871010131320192726500~630971111141422213029630~8001081312161625233531800~100011915131717291540331000~12513101814191934294639 確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號為FFZL25063P3/585400，其具體參數(shù)如下=25 mm ， =6 mm=11500N= N== mm 縱向進給系統(tǒng)的設計計算由于縱向進給系統(tǒng)的設計計算與橫向類似，故計算過程省略。2. 兩端支承或兩端固定時，有=mm (312)式中 ——滾珠絲杠螺母至絲杠固定端支承的最大距離（mm），=行程+安全行程+余程2+螺母長度+支承長度≈（～）行程+（25～30）。 按精度確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑估算滾珠絲杠螺母副螺紋的底徑，滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑估算是根據(jù)滾珠絲杠螺母副的支撐方式進行的。所以，在初選滾珠絲杠時，從定位精度的角度考慮，規(guī)定滾珠絲杠螺母副額的最大軸向變形必須滿足下式=（1/5～1/4）定位進度根據(jù)上式分別計算，取兩者中較小值為估算滾珠絲杠螺母副允許的軸向變形量（mm）。表32 精度系數(shù)精度等級357101表33 可靠性系數(shù)可靠性/(%)9095969798991表33 載荷性質(zhì)系數(shù)載荷性質(zhì)無沖擊（很平穩(wěn)）輕微沖擊伴有沖擊或振動1~~~2已知數(shù)控機床的預期工作時間= 15 000 h，滾珠絲杠的當量載荷== N，查