发动机活塞自动安装系统设计

时间：2020-12-24 20:13:52 来源：蒲公英阅读网 本文已影响人

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　 发动机活塞自动安装系统设计 摘

　 要 随着社会的发展，自动安装技术是现代工业生产中的重要组成，它体现了一个国家的工业重点技术发展水平，它高效的实现人工操作所不能完成的一些工作，解决人工操作的一些弊端，提高生产效率，增加了效益，减少了错误的几率。在这次毕业设计中, 传动机构采用了滚珠丝杠来完成水平的运动。夹具部分采用了缓冲较小，易于控制的液压缸控制。导向机构采用直线滚动导轨来完成。控制部分是运用了步进电动机。

　导向装置是用来支撑和导向的，为各个机械系统中运动装置能到安全、准确的完成其特定方向的运动提供安全保障。直线滚动导轨的接触面之间放置滚珠，帮助两导轨间的相对运动。但这种导轨摩损小，寿命大，定位精度高，灵敏度好，运行平稳可靠，但对尺寸精度要求很高，抗振性不好，保护要求较高。

　本次设计完成了横向和纵向两自由度的活塞自动安装。

　 关键词 自动安装、传动、导向

　 Abstract Automatic installation technology reflects the level of development of a country"s industrial technology, It effectively solves the drawbacks of manual and improving the efficiency and reducing the error rate. In this design process, widely used for controlling a stepping motor. Buffer clamp part is small and easily to control the hydraulic control cylinder. Control program using microcontroller assembly language. Ball screwmechanical transmission is completed horizontal, vertical movement. Mechanical guide mechanism uses linear motion guide to complete. Guiding role is to support and guide device for mechanical systems can each movement means to secure complete, accurate motion of its specific direction to provide protection. Place the ball between the linear guide rail rolling surface, to achieve two sliding rails without relative motion. This rail wear, high life large, positioning accuracy, sensitivity, smooth and reliable operation, but higher geometric precision, vibration and poor, high protection requirements.

　Two degrees of freedom are designed for the automatic installation of horizontal and vertical pistons. Keywords:

　Automatic installation, Transmission, Guiding

　 目录

　 1

　前言 .............................................................................................................................................................. 1 1.1

　课题来源及研究的目的和意义 ....................................................................................................... 1 1.2

　国内外研究发展现状 ....................................................................................................................... 1 1.3

　设计任务 ........................................................................................................................................... 1 2

　总体设计方案和电机的选择 ...................................................................................................................... 2 2.1

　总体设计 ........................................................................................................................................... 2 2.2

　步进电动机的选择计算 ................................................................................................................... 3 3

　传动系统设计 .............................................................................................................................................. 9 3.1

　传动系统概述 ................................................................................................................................... 9 3.2

　齿轮传动设计 ................................................................................................................................. 10 3.3

　齿轮回差及其控制 ......................................................................................................................... 16 3.4

　滚珠丝杠螺旋传动设计 ................................................................................................................. 17 3.5

　导轨部分的设计 ............................................................................................................................. 28 4

　固定装置的计算 ........................................................................................................................................ 29 4.1

　固定心轴的计算 ............................................................................................................................. 29 4.2

　气缸的计算 ..................................................................................................................................... 30 5

　制动装置 .................................................................................................................................................... 31 5.1

　制动装置应满足的要求 ................................................................................................................. 31 5.2

　磁粉制动器 ..................................................................................................................................... 32 6

　控制系统设计 ............................................................................................................................................ 32

　6.1

　控制系统的组成及分类 ................................................................................................................. 32 6.2

　控制系统的主要功能 ..................................................................................................................... 33 6.3

　控制系统的硬件设计 ..................................................................................................................... 34 6.4

　控制系统软件设计 ......................................................................................................................... 42 总

　结 .......................................................................................................................................................... 53 参考文献 .......................................................................................................................................................... 54 致

　谢 .......................................................................................................................................................... 55

　 11

　前言 1.1

　课题来源及研究的目的和意义

　活塞自动安装系统由操作机（机械本体）、控制器、伺服驱动系统和检测传感装置构成，是一种自动控制、可重复编程、能在二维空间完成各种作业的机电一体化自动化生产设备。特别适合于多品种、变批量的柔性生产。它对稳定、提高产品质量，提高生产效率，改善劳动条件和产品的快速更新换代起着十分重要的作用。

　自动安装机的应用情况，是一个国家工业自动化水平的重要标志。发动机活塞自动安装系统并不是在简单意义上代替人工的劳动，而是具有机器特长的一种电子机械装置，有对环境状态的快速反应和分析判断能力，可长时间持续工作、精确度高、抗恶劣环境的能力，从某种意义上来说，自动安装系统是工业以及非产业界的重要生产和服务性设备，也是先进制造技术领域不可缺少的自动化设备. 目前，在国内发动机活塞自动安装中，大都数都是以手工操作安装完成的，工人手工操作安装发动机活塞不仅速度过慢，而且由于重复作业，易于疲劳，效率低下且不宜于流水线作业。本次设计为了解决了这些问题，利用机械夹持器抓取流水线上的活塞，然后进行上下移动、左右移动及对工件进行压紧、下压等操作。降低了人力物力的消耗，解决了人类的手工操作的一些缺点. 课题来源:教师自拟。

　1.2

　国内外研究发展现状 目前，在国外，活塞随着节能减排的要求日益严格,发动机的气缸最大爆发压力也随发动机强化程度的增加而日益增加。在这种条件下,为了满足发动机的高热负荷、高机械负荷的要求,活塞必须采用如下技术措施。1.提高合金性能,研发新型铝合金。2.优化铸造工艺,降低铸造缺陷,细化金相组织。3.喷油冷却。4.采用铸铁耐磨环镶圈。5.采用盐芯内冷油道。6.优化的盐芯内冷油道。7.环带冷却油道的组合镶圈(油道与镶圈焊接成一体)。8.强化燃烧室喉口。9.加活塞销孔衬套。然而，在国内发动机活塞自动安装中，大都数都是以手工操作安装完成的，工人手工操作安装发动机活塞不仅速度过慢，而且由于重复作业，易于疲劳，效率低下且不宜于流水线作业。

　1.3

　设计任务 发动机活塞自动安装系统设计主要包括电机的选择：根据伺服系统的类型选择所需的步进电机作为主要动力机构；机械传动系统设计：这一部分主要进行了传动齿轮、滚珠丝杠以及导轨的设计选择及相关的强度校核；控制部分的硬件设计：在控制部分的设计中主要对主控芯片、存储

　 2器以及扩展 I/O 接口等方面作了相应的设计和选择；系统控制软件的设计：该部分主要是根据安装需要利用 PLC 进行主程序框图的设计以及程序的编制。

　设计主要要求:

　滚 珠 丝 杠 平 均 工 作 载 荷N F m 500 =， 滚 珠 丝 杠 工 作 长 度m L 9 . 0 =， 平 均 转 速min / 1800r n m =， 最 大 转 速min / 3000maxr n =， 使 用 寿 命h L h 15000 =， 传 动 精 度mm 03 . 0 ± = δ。导轨滑座上的载荷N F w 2000 =，滑座个数4 = M，单个行程长度m L s 9 . 0 =，每分钟往返次数 4，每天开机 8 小时，两班制，每年工作 250 天，寿命为 10 年以上。

　应完成任务量：

　（1）AO 图合计约 3.5 张； （2）设计说明书一份（不少于 1.5 万字）； （3）外文资料翻译不少于原文单词 3000。

　2

　总体设计方案和电机的选择 2.1

　总体设计 发动机活塞自动安装系统有机械系统和控制系统两部分组成。机械系统包括：齿轮传动机构，滚珠丝杠。控制系统用来完成采集，反馈和控制的监测数据。

　栅尺位移传感器（简称光栅尺），是利用光栅的光学原理工作的测量反馈装置。光栅尺位移传感器经常用于机床与现在加工中心以及测量仪器等方面，可用作直线位移或者角位移的检测。

　步进电机伺服系统的使用，使用 PLC 进行控制闭环系统。处理输出指令脉冲信号驱动步进电机控制系统。步进电机带动螺旋运动，以便在活塞运动到安装位置的机械夹。图为闭环控制系统框图。控制系统程序处理后输出命令脉冲信号驱动步进电机。步进电机运动带动丝杠运动，使机械夹持器夹持活塞移动到安装位置。如图 1 所示。

　 3 2.2

　步进电动机的选择计算 每次输入脉冲指令时，步进电机就会以一定角度进行运转，它的旋转速度由输入指令脉冲频率控制，旋转角度由脉冲数决定。每次接收到电脉冲时，步进电机转子旋转一些角度的步进角。转子角位移的大小和转速分别与输入控制电脉冲及其频率成比例，并且与输入脉冲一起协调。只要控制输入电脉冲的数量和频率以及电机绕组的相序，就会跟随拐角，速度和转向。

　2.2.1

　脉冲当量的选择计算 首先选择三相步进电机的步距角为° ° 5 . 1 / 75 . 0，当三相六拍运动时，步距角° = 75 . 0 α，每转脉冲数 S=rp48075 . 0360 360=°°=°α 可知p mmp/ 005 . 0 = δ

　中间齿轮传动比 i 为

　 4

　 SPiP ×=δ

　 =480 005 . 06×

　=2.5

　P 为滚珠丝杠导程 使小齿轮齿数 Z1=20，则大齿轮齿数为 Z2=50。

　2.2.2

　等效负载转矩计算

　活塞连杆总成及滑块总重 F=2000N

　负载转距：] 2 [2 iFPTsLπημ=

　式中：

　TL——电动机负载转距

　μ ——导轨摩擦系数，取 μ =0.06

　 sη——齿轮与丝杠总效率，8 . 0 =sη

　则

　5 . 2 8 . 0 26 . 0 2000 06 . 0× × ×× ×=πLT = 5.73 cm N. 2.2.3

　等效转动惯量计算 （1）

　滚珠丝杠的转动惯量 spJ

　3240ρ π l dJ sp =

　=3210 85 . 7 90 5 . 23 4× × × × π

　=2.72.cm kg

　 其中，预设? ? =2.5cm，l 为导轨长度，3 3cm / kg 10 85 . 7−× = ρ ρ 为钢的密度， （2）

　拖板运动惯量换算到电机轴上的转动惯量 WJ

　 5

　2212 iPgFJ W × =π

　 225 . 2126 . 08 . 92000× =π

　1.87 =

　（3）

　大齿轮转动惯量 2 gJ

　 322422ρ π b dJ g =

　 3210 85 . 7 0 . 2 4 . 103 4 −× × × ×=π

　 = 18

　2.cm kg 20mm = b2是大齿轮齿宽。

　（4）小齿轮转动惯量 1 gJ

　321411ρ π b dJ g =

　3210 85 . 7 5 . 2 2 . 43 4 −× × × ×=π

　= 0.62.cm kg 为小齿齿齿齿。

　25mm = b1式中的 换算到电机轴上的总惯性负载惯量LJ为：

　 221iJ JJ J Jsp gw g L++ + = 25 . 27 . 2 1887 . 1 6 . 0++ + = =5.78 2.cm kg

　 62.2.4

　步进电动机型号选择 已知：TL=5.73 N·cm ，JL=5.782.cm kg

　。

　110BF003 为 首先选先选选步进进机它的三条数据曲线如下图，其最大静转距为8N = Tmax·m ， 转子惯量= Jm2 4. 10 7 . 4 m N−×

　最终得出，由转距与惯量相关已知条件，目的让步进电机具有好的性能及响应速度，使：5 . 0max≤TT L及4 ≤mLJJ 5 . 0 00716 . 080073 . 5max≤ = =TT L 4 23 . 110 7 . 410 78 . 544≤ =××=−−mLJJ 规定最小的加、减速时间为 1s，进行计算。

　如图 2 所示：

　 J(N·cm·s2) f(Hz) 900 1000 1200 J(N·cm·s2) 71.1 4.74 2.37 a)

　 7· f(Hz)

　f(Hz) 100 200 300 400 550 900 1100 1300 1500T(N·cm) 380 380 350 350 350 350 250 160 100 b)

　· f(Hz)

　f(Hz)

　2000

　4000 5000

　6000 T(N·cm) 250

　140

　 120

　 90 c) 图 2

　110BF003 型步进电机的性能曲线 a）起动惯频特性 b)起动矩频特性 c）运行矩频特性

　由起动惯频特性曲线得，带惯性负载的最大启动频率 fL ，使用公式计算：

　 8mLmLJJff+=1 =7 . 453 . 511000+ =677.5Hz 式中：

　fm－—电动机本身的启动频率（Hz）

　空载时的起动时间αt，由下式计算：

　( )f mm l mT Tn J Jt−+= 1047 . 0α 根据电动机的起动矩频特性可知，当 fc=737.5Hz 时，Tm=350N·cm，对应的转速：

　L mf n α61==1/6×0.75×6770=850r/min 由此可得：

　( )1146 . 0 5 . 3850 10 53 . 5 10 7 . 41047 . 04 4−× × + ×=− −αt

　=0.26s<1s 因此该电动机在带惯性负载时能够启动。

　2.2.5

　速度验算 （1）快退速度验算：从上图运动矩频特性曲线查得，当 fmax=6000Hz 时，电动机转距m N T m N Tf m. 1146 . 0 . 9 . 0 = > =，故可以按此频率计算最大的快退速度 V2 为：

　iPf Vmax 261α =

　= 1/6×0.75×6000×6/2.5

　= 1800mm/min （2）工作速度的验算：当m N T L . 10 73 . 54 −× =时，对应的频率 f1≈2000Hz，故有

　 iPf V1 161α =

　 9

　= 1/6×0.75×2000×6/2.5

　 =600 mm/min 综上所述，可选该型号的步进电机，并且有一定的余量。

　作用点的位置、轴承跨距、各段轴径等参数。这主要应用在计算一般重要的、弯扭复合作用的轴。而安全系数校核计算，这是在以上两个步骤后再进行计算，主要用于主要轴的强度计算。

　3

　传动系统设计 3.1

　传动系统概述

　传动装置是这样一种中间设备，它把动力装置的动力输送给工作设备，使之运动。传动系统的主要作用是将步进电动机发出的动力输送给滚珠丝杠，产生一定的驱动力，驱使设备能在给定的速度上进行传动。如图 3 所示：

　升降台滚珠丝杠光 栅21脉 冲计数器步 进

　电 机 图 3

　传动装置

　 传动系统的设计关系到整个系统运动方案的设计和工作性能参数。在开始设计时，应首先根据各方面提出的主要要求和条件进行综合考虑。这些主要要求和条件一般有：

　(1) 主机概述：用处、功能、工艺流程、操作环境、全体布局等。

　(2) 液压系统完成动作的基本要求，动作的前后和相关关系。

　(3) 市场的需求情况，目前和长远需求数量，供应情况，此项产品有无继续发展并进行改良的概率，这种传动装置当前有无相关国际标准，是否发展为一种工业通用的标准部件并在一些专

　 10业方面大面积推广，国内是否有对应相关设备，这方面以前的国家标准和发明专利等。

　(4) 技术发展

　有哪些可供利用的技术方案，有什么新技术和技术发展动向等。

　3.2

　齿轮传动设计 已知：输入电机转距 T1=7.84N·m，大齿轮转速 n2=600 r/min，传动比为 i=2.5，步进电机给与动力，工作寿命达 15 年，两班制，全年工作时间到 250 天，工作实现平稳传动。

　（1）设计的是闭式齿轮传动，为了提高抗胶合能力，建议大齿轮和小齿轮采用不同牌号的钢来制造。为了使结构紧凑，小齿轮采用 20Cr 渗碳淬火，MPab637 = σ，MPas392 = σ 大齿轮材料选用 20CrMnMo 合金钢渗碳淬火 [7] ，MPaB834 = σ，MPaS490 = σ。62HRC ～ 56 齿面硬度，选取齿轮精度等级为级。

　6 （2）齿根弯曲疲劳强度设计

　[ ]] 3 [32112FSa FadnY Y Y YzKTmσ ϕβ εξ• ≥ 小齿轮转距：7.84 = T1N·m 硬齿面齿轮，非对称安装，闭式传动常用6 . 0 ~ 3 . 0 =aφ，这里取尺宽系数5 . 0 =aφ。根据表查得，使用系数 KA=1.1，试取动载系数 KV=2.56，按齿轮在两轴承间非对称分布，取17 . 1 =βK，按齿面硬化，斜齿轮，mm N b F Kt A/ 100 >，齿间载荷分配系数1.1 = Kа。

　载荷系数] 3 [α β KK K K KV A=

　1.1 =× 2.56 ×1.1 × 1.17

　3.62 = 齿形系数FaY按当量齿数β3cosZZ v =

　螺旋角一般取°°15 ~ 8，选取螺旋角° =15 β 当量齿数2 . 2215 cos20cos3 311=°= =βZZ v

　 11

　=°= =15 cos50cos3 322βZZ v55.5

　则小齿轮齿形系数74 . 2 57 . 1 / 3 . 41= =FaY，大齿轮齿形系数33 . 2 72 . 1 / 0 . 42= =FaY 小齿轮应力修正系数57 . 11=saY，大齿轮应力修正系数72 . 12=saY 73 . 01= ε，83 . 02= ε，56 . 1 83 . 0 73 . 02 1= + = + = ε ε ε α，αε为齿轮端面重合度。

　8 . 0 15 20 5 . 0 318 . 0 318 . 0sin1= ° × × × = = = tg tg zmbdnβ ϕπβε β βε为齿轮轴向重合度 2 1 < <αε，73 . 056 . 175 . 025 . 075 . 025 . 0 = + = + =αεεY

　9 . 0120158 . 0 11201 = − = − =°°βε ββY 计算弯曲疲劳许用应力 [ ] Fσ

　[ ]FST X N FFSY Y Ylimσσ = 小齿轮弯曲疲劳极限应力MPaF4501 lim= σ 大齿轮弯曲疲劳极限应力MPaF5002 lim= σ

　小齿轮应力循环次数：

　91 110 4 . 5 16 250 15 1 1500 60 60 × = × × × × × = =ht n N γ 大齿轮应力循环次数：

　92 210 16 . 2 16 250 15 1 600 60 60 × = × × × × × = =ht n N γ 02 . 061110 3 ×=NY N

　 02 . 09610 4 . 510 3××=

　 12

　 0.861 =

　 02 . 062210 3 ×=NY N

　 02 . 09610 16 . 210 3××=

　 0.877 =

　 尺寸系数1 =XY（使齿轮模数小于 5mm ），应力修正系数2 =STY

　 弯曲疲劳强度安全系数FS 取4 . 1 =FS [ ]FST X N FFSY Y Y1 1 lim1σσ =

　 =4 . 12 1 861 . 0 450 × × ×

　 =553.5MPa [ ]FST X N FFSY Y Y2 2 lim2σσ =

　=4 . 12 1 877 . 0 500 × × ×

　=626.4MPa 比较[ ]00777 . 05 . 55357 . 1 74 . 211 1=×=FSa Fa YYσ

　[ ]00640 . 04 . 62672 . 1 33 . 222 2=×=FSa FaY Yσ [ ]11 1FSa Fa YYσ〉[ ]22 2FSa FaY Yσ，故应按小齿轮的弯曲疲劳强度进行计算。

　代入公式

　[ ]] 3 [32112FSa FadnY Y Y YzKTmσ ϕβ εξ• =

　 13

　 = 3235 . 5539 . 0 73 . 0 57 . 1 74 . 220 5 . 010 84 . 7 62 . 3 2 × × ×•×× × ×

　=1.84mm 取标准模数 2mm。

　由公式 mmKTaHPa5 .725 . 2 )1 . 11000( 5 . 084 . 7 62 . 3) 1 5 . 2 ( 476) 1 ( 47632321=× ××+ =+ =μ σ φμ 1 . 11000limlim= =HHHPSσσ

　 ( )az z m n2cos2 1 += β

　( )73 250 20 2×+ ×=

　=0.9677

　计算出

　° = 60208 . 14 β

　=" " 75 " 36 14° 与原假设° =15 β相近。

　计算大小齿轮的分度圆直径：

　β cos11z mdn=

　=°×60208 . 14 cos20 2

　=mm 41 . 41 mm 42 ≈

　 14

　β cos22z mdn=

　=°×60208 . 14 cos50 2

　mm mm 104 53 . 103 ≈ = 校核原假设的系数vK 1 100] [ 122121++ + =uu v zkbFkkKtAv 查表可得1k、2k、Ak已知 30 . 131 =k，0087 . 02= k，1 . 1 =Ak

　 齿轮的速度1000 601 1×=n dvπ

　 1000 601500 42×× ×=π

　 =3.3m/s

　 66 . 010020 3 . 31001=×=vz

　 37 . 04284 . 7 2 211=×= =dTF t

　 5 . 36 73 5 . 0 = × = × = a bdφ

　 代入数值，得61 . 24 11778 . 0 ] 0087 . 0585 . 4625 . 01 . 130 . 13[ 1 =+× +×+ =vk

　 由图查得 KV=2.61 与原假设 KV=2.56 相近

　 齿宽mm d bd21 42 5 . 01= × = = ϕ，取mm b 251 =，mm b 202= 大齿轮、小齿轮参数：

　 15

　mm m n 2 =，°= 60208 . 14 β，mm 73 = α，201 =Z,502= Z, mm d 421 =， mm d 1042=，mm b 251=，mm b 202= （3）齿面接触疲劳强度校核

　[ ]] 3 [21114 . 268H H E HiibdKTZ Z Z Z σ σβ ε≤+• =

　已知，弹性系数1 =EZ，节点区域系数42 . 2 =HZ，2.42 = ZH，重合度系数86 . 0 =εZ, 螺旋角系数982 . 0 =βZ

　接触疲劳许用应力 [ ] Hσ

　[ ]HN HHSZ Zωσσlim=

　齿轮材料接触疲劳极限应力 [ ]MPaH1000lim= σ

　接触疲劳强度计算的寿命系数NZ：

　 0306 . 017110 5 ×=NZ N

　 0306 . 09710 4 . 510 5××=

　 =0.867

　 0306 . 027210 5 ×=NZ N

　 0306 . 09710 16 . 210 5××=

　 =0.891

　 查表得工作硬化系数 0 . 1 =wZ， 接触疲劳强度安全系数0 . 1 =HS

　 16

　 [ ]HN HHSZ Zωσσ1 lim1= 11 867 . 0 1000 × ×=

　 =867MPa

　[ ]HN HHSZ Zωσσ2 lim2= 11 891 . 0 1000 × ×=

　 =891MPa

　 代入得

　iibdKTZ Z Z ZH E H14 . 268211+• =β εσ

　5 . 21 5 . 262 3510 84 . 7 62 . 3982 . 0 86 . 0 42 . 2 1 4 . 26823+•×× ×× × × × =

　=MPa

　335 ≤ [ ]MPaH8671= σ 完全说明接触疲劳强度安全性能达标。

　3.3

　齿轮回差及其控制 齿轮传动过程中，驱动轮的突然改变旋转方向，从车轮不会逆转，但有一个滞后的，活跃的空转和相应的驱动滞后角，齿侧间隙。回差的大小随齿轮转动角位置。在一个旋转的范围按正弦规律变化，一转中的每一齿有微小的变化 回差的主要原因是齿侧间隙和加工装配误差，需要侧隙的大小取决于摩擦温升引起的热变形，制造和装配误差和储存润滑油。确保最小间隙齿厚极限偏差增加时加工齿轮的径向切削深度，使齿厚获得，从而得到齿高度的变化 [5] 。

　 为了提高传动精度，消除回差的措施有：

　（1）

　调整中心距 （2）

　轴向垫片调隙

　 17（3）

　浮动齿轮弹簧间隙 （4）

　双齿片齿轮弹簧间隙 （5）

　双传动链消隙机构 3.4

　滚珠丝杠螺旋传动设计 滚珠丝杆传动精度高，摩擦损耗小，灵活性极好，大面积应用于各种 CNC 设备和精密测试系统。滚珠丝杠副的传动精度不仅与其当时的制造工艺有关，而且和传动系统的力变形误差存在关联。传动系统的力变形因为于螺杆自身的轴向刚度，螺杆两端轴承的刚度以及球和座圈构件的接触刚度 [11] 。

　滚珠丝杠驱动器和滑动螺杆驱动器与一些线性运动进行比较，具有以下特点：

　（1）传动效率较高，启动力矩较小。

　（2）传动精度良好。

　（3）它在传动方面，具有可逆性，不能自锁。

　（4）使用寿命长，维护方便。

　（5）制造工艺庞杂，成本昂贵。

　（6）润滑密封装置结构简单，维修方便。

　已知：平均工作载荷500N = Fm，丝杠工作长度m

　0.9 = L。平均转速r/min

　1800 = n，最大转速 n max =min / 3000r，使用寿命h L h 15000 =左右，材料为钢，外循环，滚道硬度为60HRC — 58，传动精度03 . 0 ± = δmm。

　3.4.1

　求计算载荷

　 Ｆ C ＝Ｋm A H FF K K × × ×

　其中 Ｋ F －载荷系数 （平稳、轻微冲击，0 . 1 =FK）

　 Ｋ H －硬度系数 Ｋ A －精度系数 根据已知条件查表，分别选取：Ｋ F =1.2，K H =1，

　 18又由于查得精度等级为Ｄ级， 因此 K A

　＝1.0

　所以

　 N F c 600 500 0 . 1 0 . 1 2 . 1 = × × × = 3.4.2

　计算额定动载荷 "aC ＝Ｆ C3410 67 . 1 ××h mL n ＝6003410 67 . 115000 1800×× ＝7042.07N 3.4.3

　选择滚珠丝杠

　根据额定动载荷"aC选择滚珠丝杠尺寸，查表得N C a 7450 =，N Ca232000= 螺母长度

　mm L n 88 = 余程

　mm L e 16 = 安全行程

　mm P L a 12 ~ 6 ) 2 ~ 1 ( = =，取mm 6 机械最大行程

　mm L x 900 = 螺纹全长

　mm L L L L Ln x a e1032 88 900 8 2 16 2 2 21= + + × + × = + + + = 丝杠全长

　mm L 1300 = 滚珠丝杠参数为：

　 公称直径：

　 mm D 250= 导

　程：

　mm P 6 = 螺旋升角：

　" 39 3° = λ 滚珠直径：

　mm d q 381 . 2 = 滚珠半径：

　qd R 52 . 0 =

　 =0.52×2.381

　 =1.238mm

　 19偏 心 距：

　− =2707 . 0qdR e

　 − × =2381 . 2238 . 1 707 . 0

　=3.4×210 −mm 丝杠内径：

　R e D d 2 20 1− + =

　238 . 1 2 10 4 . 3 2 252× − × × + =−

　mm 39 . 22 =

　mm 22 ≈ 3.4.4

　稳定性验算 （1）

　由于其中一端的轴固定的丝杠稳定性不是良好，因此在设计过程中应该计算其安全系数，其值应大于丝杠副传动允许的安全系数 S。如表一所示。

　表 1 稳定性系数

　支承方式 有关系数 一端固定一端自由（F—O）

　一端固定一端游动（F—S）

　两端固定（F—F）

　[S] 3～4

　 2.5～3.3

　——

　μ

　2

　 2/3

　——

　fc

　 1.875

　 3.927

　4.730 其中：μ—长度系数 ，fc—临界转速系数 丝杠不会发生稳定性不平衡的最大载荷称为临界载荷crF（N）

　 ( ) 22lEIFacrμπ= 式中：

　E 为丝杠材料的弹性模量，对于钢； 206GPa = E

　 l 为丝杠工作长度（m）；

　 20

　 Ia

　为丝杠危险截面的轴惯性矩（m4）；

　 μ 为长度系数，取 32

　则

　Ia=6441d π

　 =64022 . 04π

　=11.5×10-9m

　( ) 22lEIFacrμπ=

　 ( )29 9 29 . 03210 5 . 4 10 206×× × × ×=−π

　 N410 5 . 6 × = 安全系数 mcrFFS =

　50010 5 . 64×=

　=130

　[S]一般取 2.5~4，S>[S]

　 可得丝杠安全性能较稳定，不会产生失稳的情况。

　（2）

　丝杠在高速工作的时候可能会发生共振，所以需要计算不会发生共振的最高转速

　 n cr ＝ 9910] 6 [212) (uld f c × 其中：cf－临界转速系数 根据已知条件，取cf＝ 3.927N ， u ＝2/3

　 21则：

　ncr ＝9910min / 9339) 9 . 032(022 . 0 927 . 322r =××

　 ncr ≥ n max ＝3000r/min。

　得出丝杠共振现象不会产生。

　（3）

　此外，滚珠丝杠副还受n D 0值的限制，通常要求

　n D 0≤ 50000mm·r/min

　= n D 025×1800＝45000mm·r/min <50000mm·r/min 所以该丝杠副工作性能良好。

　3.4.5

　刚度验算 滚珠丝杠在工作负载）

　N （ F和转距 T（N·m）共同作用下引起每个导程变形量）

　m （ L0 △为 L0] 6 [22CGJT PEAPFπ± ± = 式中 ：

　A——丝杠截面积，2141d A π = cJ——丝杠的极惯性矩， 3241dJ cπ= G——丝杠切变模量（对于钢；G＝8.33GPa）

　T——转矩（Ｎ·ｍ），T=( ) ρ λ + • tgDF m20 ρ为摩擦角，其正切函数值为摩擦系数； Fm 为平均工作负载。本设计取摩擦系数 tgρ0.004 = 则 ρ13`45`` =那么 T=( ) " " 45 " 13 " 39 3 102255003+ ° × ×−tg

　= 0.424 N·m 按最不利的情况取

　 22

　△L0CGJT PEAPFπ 22± ± =

　41221216 4GdT Pd EPFπ π+ =

　( )( )( )43 92323 9310 22 10 3 . 83 25 . 0 10 6 1610 22 10 206500 10 6 4−−−−× × × ×× × ×+× × × ×× × ×=π π

　=9 610 2 10 038 . 0− −× + ×

　=m μ210 4−× 则丝杠工作长度上的弹性变形所引起的导程误差为

　 L △

　=Pll0Δ

　m μ3210 610 49 . 0−−××=

　=m μ 6

　一般要求丝杠的导程误差理论上小于它的传动精度的 1/2 即

　m mm L μ σ 15 03 . 02121= × = < Δ

　um um 15 6 <

　该丝杠的△L 满足上式，所以其刚度可满足要求。

　3.4.6

　效率验算 滚珠丝杠副的传动效率 η 为

　 ( ) ρ λλη+=tgtg

　 ( ) " " 45 " 13 " 39 3" 39 3+ °°=tgtg

　94% = 0.94 =

　 23

　η 要求在95% ～ 90%之间，所以该丝杠符合要求。

　综上所述，2.5 — CMD2506各项指标均满足设计理论，可以选用。

　3.4.7

　系统刚度计算 丝杠最小拉压长度mm L 65min=，最大拉压长度mm L 400max=，丝杠支撑向刚度 K B =1.96m N / 10 8 ×，丝杠螺母间的接触刚度 KN =

　1.02 m N / 10 9 ×。系统脉冲当量Pδ=0.005mm，空载启动时间 t Δ=45ms，最大进给速度 Vmax=2m/min，定位精度 ±

　 0.01mm。

　求丝杠最大，最小拉压刚度为：

　Kmax L=min24LE d π =065. 0410 06. 2025. 011 2×× × × π =15.6810 ×N/m Kmin L=max24LE d π =4 . 0 410 06. 2025. 011 2×× × × π = 2.5810 × N/m

　丝杠螺母机构的综合拉压刚度 N L BK K K K1 121 1min min 0+ + =

　=9 8 810 02 . 1110 5 . 2110 96 . 1 21×+×+× × = 0.75810 − × N/m

　所以 Kmin 0 1.3 =810 ×

　 24N L BK K K K1 121 1max max 0+ + = =9 8 810 02 . 1110 56 . 1110 96 . 1 21×+×+× × 4.2 =910 × 所以 Kmax 0=2.4810 ×N/m

　固有频率计算

　丝杠质量为：ms 1/4 =PL d2π 1/4 =3 210 8 . 7 3 . 1 025 . 0 × × × × × π kg

　5 =丝杠工作台共振系统的最低固有频率为 sncm mK3 / 1min 0+= ω =16 . 7 3 / 1 6010 3 . 18× +× 1444r/s = 折算到丝杠轴上系统的总当量转动惯量为：

　J sd =J2i × 8.657 = 25 . 6 104× ×− 5.41 =310 − ×kg.m2 如果忽略电机轴及减速器的扭转变形，则系统的最低扭转振动固有频率为：

　sdTntJKmin= ω =3410 41 . 510 6 . 1−××

　1720rad/s =

　 25nt ncω ω 和都很高,说明系统动态特性好. 死区误差计算 设齿轮传动和丝杠螺母机构分别采取了消隙和预紧措施，求由摩擦力引起的最大反向死区误差为：

　38min 0max1010 6 . 12 . 0 10 60 2 2××× × ×= = Δkmgu =1.5310 − ×mm maxΔ<mmp005 . 0 = δ

　说明该系统能满足单脉冲进给的要求。

　由系统刚度变化引起的定位误差计算

　 δmax k=F u3max 0 min 010 )1 1( × −k k 60 =) 8 810 5 . 2110 6 . 11( 2 . 0 10×−×× × ×）

　0.0027mm =

　由于定位精度为01 . 0 ±，即系统允许的定位误差为 δ =0.02mm， δmax k=0.0035mm。故系统刚度满足定位精度要求。

　3.4.8

　轴承的选择 选择轴承时，要根据不同负荷，选择不同型号轴承。纵向传动时，轴向负荷为主，选择推力球轴承、推力角接触球轴承，横向传动时，径向负荷为主，选择深沟球轴承、向心角接触球轴承[12] 。

　轴向负荷为主：

　轴承型号 d(mm) D(mm) Ca(KN) Coa(KN) 51101 12 26 11.0 19.8 51102 15 28 10.5 16.8

　转速 1200r/min，极限转速 4 800r/min，工作寿命 10000~25000h，轴承受名义轴向负荷

　 26N F x 1100 = 滚动轴承寿命计算

　] 7 [6) (6010prhPCnL = hL 额定动载荷，n 轴承转速，p 寿命指数（球轴承3 = p），rC 额定动载荷 化简 phPCnL ) (3133 500×= 寿命系数 phhLf500=

　 转速系数 pnnf3133= 查表得

　 71 . 2 =hf

　 3 . 0 =nf 推力球轴承 P=Fa ，Fa 为实际轴向负荷 ，x d aF f F × =（动负荷系数2 . 1 ~ 0 . 1 =df，取 1.0）

　P N F a = = × = 1100 1100 0 . 1 N C NffP Canh10500 99403 . 071 . 21100 = < = × = = 校核

　 h hPCnLph10000 10250 )11009940(12003133 500) (3133 5003> ≈×=×= 所以该轴承可用 径向负荷为主：

　轴承名称 轴承型号 d（mm）

　D（mm）

　Cr（KN）

　Cor（KN）深沟球轴承 61801 12 24 26 13.8 深沟球轴承 61902 15 28 30.8 17.2 角接触球轴承 7003C 21 40 20.8 12.2

　校核深沟球轴承 61801 型号，已知 N F N Fa r800 , 1100 = =

　 27058 . 013800800= =oraCF

　 44 . 0 727 . 01100800= > = = eFFra 查表得 X=0.56

　 Y=1.6

　 N YF XF Pa r r1896 800 6 . 1 1100 56 . 0 = × + × = + =

　h hPCnLrh10000 35815 )189626000(1200 6010) (601036 6> =×= =ε 该型号轴承符合要求 校核深沟球轴承 61902 型号，已知 N F N Fa r500 , 1000 = = 029 . 017200500= =oraCF

　 37 . 0 5 . 01000500= > = = eFFra 查表得 X=0.56

　 Y=2

　 N YF XF Pa r r1560 500 2 1000 56 . 0 = × + × = + =

　h hPCnLrh10000 18616 )156017200(1200 6010) (601036 6> =×= =ε 该型号轴承符合要求 校核角接触球轴承 7003C 型号，已知 N F N Fa r800 , 1100 = = 09 . 0122001100= =orrCF

　 43 . 0 727 . 01100800= > = = eFFra 查表得 e=0.43

　 X=0.44

　 Y=1.3

　 N YF XF Pa r r1524 800 3 . 1 1100 44 . 0 = × + × = + =

　h hPCnLrh10000 14250 )152412200(1200 6010) (601036 6> =×= =ε 该型号轴承符合要求 3.4.9

　滚珠丝杠的防护措施 （1）

　滚珠丝杠副的防护装置 滚珠丝杠副的防护装置有变换长短的螺旋弹簧刚套管、波纹管以及其它密封罩。本设计采用宁波市机电工业研究设计院开发的螺旋钢带式保护套，其型号为 LGB——30——600——V。

　（2）

　滚珠螺母的密封 滚珠螺母两端的密封圈材料为聚四乙烯或尼龙，这种密封不可以松动，会导致其它阻力。

　 28（3）滚珠丝杠副的润滑 滚珠丝杠副的润滑剂大多采用锂基润滑脂。速度或温度要求严格时用轮机油，采用循环润滑或其它润滑方式 [13] 。

　3.5

　导轨部分的设计 3.5.1

　导轨的作用 机床的导轨引导并支撑运动，就是运动部分在外力作用下的产生的运动（运动部件本身的重量，工件的重量，切削力和牵引力）力等，可使在一定方向上准确的行动。

　3.5.2

　导轨的分类及其特点 导轨按其之间的摩擦情况分为滑动导轨、滚动导轨两种。

　（1）滑动导轨具有结构简易、制造容易、抗振功能较高等优点，其磨损性能差，会导致定位精度不准确。使用特种材料可满足导轨低摩擦、耐磨、无爬行的要求。

　（2）

　滚动导轨磨损小，动摩擦与静摩擦系数相差甚微，所以运动稳定，但结构庞杂，集合精度要求高。抗振功能差。防护要求高，制造复杂，成本昂贵。

　[9]

　经分析最后选取滚动导轨。

　3.5.3

　导轨的选择计算 导轨滑座上的载荷2000N = FW，滑座个数4 = M。单个行程长度0.9m = Ls，每分钟往返次数 4，每日待机 8 小时，两班制，全年工作时间达 250 天，使用寿命为 10 年，F= FW /M=500N。

　则导轨的额定工作时间寿命 Th 为：

　40000h = 10 × 250 × 8 × 2 = Th

　kmL n LLh z s172801040000 60 4 9 . 0 21060 23 3× × × ×=× × × ×=

　 L 额定寿命（km）， SL 行程长度， zn 每分钟往复次数

　 kPCff f f fLawa c t hε) ( × =

　 ] 4 [εkLf f f fP fCa c t hwa=

　 29 Ca额定动载荷）

　KN （，P 实际工作负荷，滚动导轨 310= ε，k 额定寿命单位 k=100（km）

　1 =hf，1 =tf，81 . 0 =cf，1 =af，5 . 1 =wf，均由查表所得。

　滚动导轨水平安装承受惯性力，匀速期间 NmgP P 5004~4 1= =

　 KN KN C a 9 . 0 876 . 6100172801 . 0 81 . 0 0 . 1 0 . 1500 5 . 1310≈ =× × ××= 查表选用 HJG—K3052 滚动直线导轨 [10] ，其参数为：

　KN C a 2 . 15 =，KN C oa 6 . 17 =，能满足使用要求。

　3.5.4

　导轨的维护 导轨的维护对机械寿命有很大影响，除了以采用各种润滑密封外，导轨防护罩的使用也日益广泛。

　4

　固定装置的计算 4.1

　固定心轴的计算 横向传动装置和夹持器只固定在滚珠丝杠上，长时间运行会使滚珠丝杠变弯，使机器损坏。因此添加两个固定心轴，承担重力，减小弯矩从而起稳定和支持作用。设计的固定心轴仅承受弯矩，开始使轴直径 d=14mm，材料为 20CrMnTi，硬度 56~62HRC，最大应力[ σ ]=280MPa 轴强度计算 按弯矩合成力矩计算，计算时，通常把轴当作置于铰链支座上的梁。

　] [maxmaxσ σ < =WM m N Fa M . 275 55 . 0 500max= × = =

　66 310 37 . 13210 1432× =× ×= =−π π dW MPa MPaWM280 ] [ 20010 37 . 12756maxmax= < =×= = σ σ

　 30

　心轴的轴向固定选择轴肩固定，轴向固定选择平键连接，尺寸参数为 b=3mm，h=3mm，l=6mm 4.2

　气缸的计算 由于横向传动装置重力较大，没有支撑部件，所以设计一个气缸支撑横向传动装置，提高滚珠丝杠传动精度，延长其寿命。初步选择单作用气缸——柱塞式气缸，可用作长行程，高载荷的场合 [4] 。

　（1）柱塞杆输出推力必须克服活塞杆工作时的总阻力，已知总阻力为 500N，初步选择活塞直径 D=56mm，气缸重力tF=30N，查表得气缸工作压力 P=0.4MPa 输出推力 tF P D F − =214π

　 30 10 4 . 0 056 . 046 2− × × × =π

　 N N 500 955 > =

　因此活塞直径允许使用。

　（2）气缸承受轴向压力以后，会产生轴向弯曲，当纵向力达到极限力iF以后，活塞杆会产生不可恢复的变形，使之受力过度，导致损坏。

　当长细比niL85 >时，22LEI nF iπ= 已知 L=1350mm，144564= = =di，采用两端固定方式，n=1，642dIπ=，材料弹性模量

　 31MPa E1110 1 . 2 × = 85 85 96141350= > = = niL，N NdLEI nF i 500 55035 . 16410 1 . 2 12411 222> =× × × ×= =πππ 所以此活塞杆符合要求。

　（3）缸筒壁厚的计算 公式为] [ 2 σδtDp=， D 为气缸筒直径，， 60mm = D tp为气缸筒实验压力，MPa MPa p p t 6 . 0 4 . 0 5 . 1 5 . 1 = × = = ] [ σ为缸筒材料许用应力，选择材料为 ZL 铝合金管] [ σ=3MPa

　mmDp t63 26 . 0 06. 0] [ 2=××= =σδ 根据以上条件，选择的气缸型号为 QGBM 60-1350-MF2，气缸内径100 ~ 32 φ φ，行程 ≤ 2000，输出力 ≤ 3100，可调缓冲。法兰式固定，密封形式采用 O 型橡胶密封圈，为标准件。

　安装气缸时，需要在气缸外部加伸缩薄壁套筒，保护和支撑气缸柱塞。壁厚为 3mm，高度1353mm，直径 70mm。

　5

　制动装置 5.1

　制动装置应满足的要求 由于滚珠丝杠副的特点是高传动效率，并且自锁能力无，所以制动装置是必不可少的，用来适合传动要求，特别是处于垂直传动时 [3] 。

　(1) 可以产生足够的制动扭矩; (2) 松闸和合闸迅速准确、制动平稳； (3) 制动零件有足够的强度和刚度，制动摩擦材料需要较高的耐磨性和耐热性； (4) 构造简单、紧凑、调节方便。

　 325.2

　磁粉制动器 磁粉制动器是根据电磁原理开发的装置。它通过使用磁粉实现扭矩的传递方式。它具有将扭矩传递成线性关系的特性。具有反应速度敏捷、结构简单、无污染、无噪音、无冲击振动等特点，是一种多功能的电子器件。

　磁粉制动器的优点：

　1.高精度扭矩控制扭矩控制面积大，精度高。它传递扭矩和激励电流，可用于精确控制设备。

　2.采用超合金磁粉制造，耐久性好，使用寿命很长，耐热性高，耐磨损，耐氧化，耐腐蚀性强。

　3.可连续滑动运转使用，散热效果良好。

　4.连结光滑，冲击力极小，阻力转矩很小，不会导致发热严重。

　5.适合高速运转，反应灵敏，在高频率使用的场合常见。

　磁粉制动器的特点：

　（1）可以进行大面积的控制，并可以持续的高速运转。

　（2）具有稳定的扭矩，无噪音，运转声音极小。

　（3）热容量很大。

　（4）材料为铝合金，具有良好的散热性能，退磁性高，响应速度，磁粉纯度高，寿命长 选用单轴磁粉制动器：型号为 TG-POD，扭矩规格 15Nm。

　磁粉制动维护须知：注意湿润潮湿。如果磁粉受潮，性能将受到影响。注意不要让油或水流入到制动器内部，保护措施是将薄膜封闭。注意表面温度。连续运行引起的最高表面温度小于 90度。如果超过该值，耐久性将大大降低。因此，要使用 90 度极限温度作为标准，它必须在允许的滑动工作速率范围内 [6] 。

　6

　控制系统设计 6.1

　控制系统的组成及分类

　控制系统是一个完整的系统，包括控制装置，致动器，控制对象以及传感和检测装置[1] 。如图 4 所示。

　 33被控参数传 感 与 检测 装 置被控对象 执行机构 控制器控制装置给定值

　图 4 控制装置 本次设计的系统具有开发能力。借助于单片机开发系统对其进行硬件设计和软件调试，达到控制系统完整的功能。常见控制系统分类有：

　（1）

　根据控制器在标准中是否存在受控对象的状态的功能，控制系统可以分为顺序控制系统和反馈控制系统。

　（2）

　由系统的上升下降曲线，控制系统被分为稳定控制系统，程序控制系统和后续系统。

　（3）

　根据系统中分析得出信号，控制系统可分为连续控制系统和离散控制系统。

　6.2

　控制系统的主要功能 6.2.1

　步进电动机输出可控制功能 利用单片机的

　I/O 扩展接口 8255 实现对步进电机通电方式的控制，通过光电藕合器对步进...