【正文】 2 由扭矩變形量θ引起的軸向移動滯后量δ將影響工作臺的定位精度由式 250得 δ L0θ360 17um 第八章 確定滾珠絲杠螺母副 的精度等級和規(guī)格型號 絲杠螺母副的精度等級 本機床工作臺采用半閉環(huán)控制系統(tǒng) V300pep 應滿足下列要求 V300p≤ 08 定位精度 δ kδ 1448um ep≤ 08 定位精度 δ kδ 1448um 滾珠絲杠螺母副擬采用的精度為 2 級查表 220 得 V300p 8um＜ 1448um 查表221 得當螺紋長度為 800mm 時 ep 13um ＜ 1448 um 表 220 2π弧度內(nèi)行程變動量 V2π P 和任意 300mm 行程內(nèi)行程變動量V300P 精度等級 1 2 3 4 5 V2π P 4 5 6 7 8 V300P 6 8 12 16 23 故滿足設計要求 82 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 FFZD40105P21220179。103 029um 即δ k 029um＜ 6um 故滿足要求 絲杠因扭轉變形產(chǎn)生的誤差 1 計算由快進扭矩 TKJ 引起的滾珠絲杠螺母副的變形量θ 已知負載力矩 T TKJ 1260Nmm 由圖 41 得扭矩作用點之間的距離 L2 915mm絲杠底徑 d2 343mm 由式 249 得 θ 721179。1214kg 27898kg ω nc Ko md12 1195rads 62 計算扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率ω nt 折算到滾珠絲杠軸上的系統(tǒng)總當量轉動慣量為 Js Jr J0 00033kgm3 已知絲杠的扭轉剛度 ks kφ 120232Nmrad 則 ω nt ks Js05 1909rads 由以上計算可知杠 工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率ω nc 1195rads扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率ω nt 1909 rads一般按ω n 300rads的要求來設計機械傳動系統(tǒng)的剛度故滿足要求 第七章 機械傳動系統(tǒng)的誤差計算與分析 傳動系統(tǒng)的反向死區(qū)Δ 已知傳動系統(tǒng)的最小綜合拉壓剛度 kmin 33333Nmm 導軌的靜摩擦力 F0 850N則由式 252 得 Δ 2δμ 2 F0kmin179。78179。42179。980ta 39226kgfcm 3845Nm 3 計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩 按式 261 計算線性加速時空載啟動力矩 Tq Tq Tap Tμ Tf 1344Nm 按式 261 計算階躍加速時空載啟動力矩 Tq Tq Tap Tμ Tf 3971Nm 按式 257a 計算快進力矩 TKJ TKJ Tμ Tf 126Nm 按式 257b 計算工進力矩 TGJ TGJ Tc Tf 347Nm 電動機的型號 1 選擇 驅動電動機的型號 根據(jù)以上計算和表 247 選擇日本 FANUC 公司生產(chǎn)的α 123000i 型交流伺服電動機為驅動電動機主要技術參數(shù)如下額定功率 3kw 最高轉速 3000rmin 額定力矩 12Nm 轉動慣量 62 kgcm2 質(zhì)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倍計算則該電動機的加速力矩為 60Nm均大于本機床工作臺的線性加速時所需的空載啟動力矩 Tq 1344Nm 以及階躍加速時所需的空載啟動力矩 Tq 3971Nm 因此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 12Nm 均大 于本機床工作臺快進時所需的驅動力矩TKJ 126Nm 以及工進時所需的驅動力矩 TGJ 347Nm 因此不管是快進還是工進本電動機均滿足驅動力矩要求 2 慣性匹配驗算 為了使機械傳動系統(tǒng)的慣量達到較合理的匹配系統(tǒng)的負載量 Jd 與伺服電動機的轉動慣量 Jm 之比一般應滿足式 267 即 025≤ JdJm≤ 1 而在本例中 Jm 065∈ [0251]故滿足慣量匹配要求 第六章 機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析 61 計算絲杠 工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率ω nc 已知滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度 Ko Kmin 33333179。10 3D4L 1162 kgcm2 3 計算折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量 JL 已知機床執(zhí)行部件即工作臺工件和夾具的總質(zhì)量 m 275kg電動機每轉一圈機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離 L 1cm 則由式 265 得 JL m[L2π]2 697kgcm2 4 由式 266 計算加在電動機軸上總的負載轉動慣量 Jd Jd Jr J0 JL 4002kgcm2 52 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 已知在切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力 Fa Fa 18875N 電動機每轉一圈機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離 L 10mm 001m 進給傳動系統(tǒng)的總效率 090 由式 254得 Tc FaL2π 307Nm 2 計算摩擦負載力矩 Tμ 已知在不切削狀態(tài)西啊坐標軸的軸向負載力即為空載時的導軌摩擦力 Fμ 0 6375N 由式 255 得 Tμ Fμ0L2π 113Nm 3 計算滾珠絲杠螺母副的預緊而纏上的附加負載力矩 Tf 已知滾珠絲杠螺母副的預緊力 Fp 62917N 滾珠絲杠螺母副的基本導程 L0 10mm 滾珠絲杠螺 母副的效率 0 094 由式 256 得 Tf FpL01 022π 013Nm 53 計算坐標折算到電動機軸上的各種所需的力矩 1 計算線性加速力矩 Ta1 已知機床執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的最高轉速 n 1800rmin 電動機的轉動慣量 Jm 62 kgcm2 坐標軸的負載慣量 Jd 4002 kgcm2 進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益 ks 20Hz 加速時間 ta 015s 由式 258 得 Ta1 2πnJm Jd1 eksta 60179。 104MPa 滾珠絲杠的底徑 d2 273mm 由式 248 得 Kφ πd24G32L2 1rad 第五章 驅動電動機的選用與計算 51 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ρ 78179。234179。102 d22LLJL LJ 101614N 2 計算雇主絲杠螺母副支承軸承的剛度 Kb 已知 軸承接觸角β 60176。 109r Lh L60n 98288h 一般來講在設計數(shù)控機床時應保證滾珠絲杠螺母副的總時間壽命 Lh≥20210h 故滿足要求 第四章 計算機械傳動系統(tǒng)的剛度 41 機械傳動系統(tǒng)的剛度計算 1 計算滾珠絲杠的拉壓剛度 Ks 本工作臺的絲杠支承方式為兩端固定由圖可知黨滾珠絲杠螺母中心位于滾珠絲杠兩支承的中心位置 a L2L 1060mm 時滾珠絲杠螺母副具有最小拉壓剛度Kmin 可按式 245 計算 Kmin 66179。 103mms2 安全系系數(shù) k1 08 由表 244 得λ 473 滾珠絲杠的最小慣性矩為 I πd2464 67909mm4 滾 珠絲杠的最小截面積為 Ａ＝π d2２ 4＝ 92354mm 故可由式 236 得 nc EIρA12K160λ22πL22 1176883rmin 本工作臺滾珠絲杠螺母副的最高轉速為 1800rmin 遠遠小于其臨界轉速故滿足要求 33 滾珠絲杠螺母副壽命的校驗 滾珠絲杠螺母副的壽命主要是指疲勞壽命它是指一批尺寸規(guī)格精度相同的滾珠絲