沈阳理工大学应用技术学院《机电一体化》课程设计
任务书规定的脉冲当量尚未达到0.001mm，定位精度也未达到微米级，空载最快移动速度也只有因此3000mm/min，故本设计不必采用高档次的私服电动机，因此可以选用混合式步进电动机。以降低成本，提高性价比。 3.1.5检测装置的选用
选用步进电动机作为伺服电动机后，可选开环控制，也可选闭环控制。任务书所给的精度对于步进电动机来说还是偏高，为了确保电动机在运动过程中不受切削负载和电网的影响而失步，决定采用半闭环控制，拟在电动机的尾部转轴上安装增量式旋转编码器，用以检测电动机的转角与转速。增量式旋转编码器的分辨力应与步进电动机的步距角相匹配。
考虑到X、Y两个方向的加工范围相同，承受的工作载荷相差不大，为了减少设计工作量，X、Y两个坐标的导轨副、丝杠螺母副、减速装置、伺服电动机以及检测装置拟采用相同的型号与规格。 3.2 控制系统的设计
1）设计的X-Z工作台准备用在数控车床上，其控制系统应该具有单坐标定位，两坐标直线插补与圆弧插补的基本功能，所以控制系统设计成连续控制型。 2）对于步进电动机的半闭环控制，选用MCS-51系列的8位单片机AT89S52作为控制系统的CPU，能够满足任务书给定的相关指标。
3）要设计一台完整的控制系统，在选择CPU之后，还要扩展程序存储器，键盘与显示电路，I/O接口电路，D/A转换电路，串行接口电路等。 4）选择合适的驱动电源，与步进电动机配套使用。 3.3 绘制总体方案图 总体方案图如图3.1所示。
微型机接口电路功放电路执行元件机械传动机构机械执行机构
图3.1 总体方案图
4.机械传动部件的计算与选型
5
沈阳理工大学应用技术学院《机电一体化》课程设计
4.1 导轨上移动部件的重量估算
按照下导轨上面移动部件的重量来进行估算。包括工件、夹具、工作台、上层电动机、减速箱、滚珠丝杠副、导轨座等,估计重量约为800N. 4.2 铣削力的计算
设零件的加工方式为立式铣削，采用硬质合金立铣刀，工件的材料为碳钢。则由表3-7查得立铣时的铣削力计算公式为：
0.850.75?0.731.00.13Fc?118aefzdapnZ (6-11)
今选择铣刀的直径为d=15mm，齿数Z=3,为了计算最大铣削力，在不对称铣削情况下，取最大铣削宽度为ae?15mm，背吃刀量ap=7mm ，每齿进给量fz?0.1mm，铣刀转速n=300r/min。则由式（6-11）求的最大铣削力：
Fc?118?150.85?0.10.75?15?0.73?71.0?3000.13?3N?1280N
采用立铣刀进行圆柱铣削时，各铣削力之间的比值可由表3-5查得，结合图3-4a，考虑逆铣时的情况，可估算三个方向的铣削力分别为：
Ff?1.1Fc?1408N,Fe?0.38Fc?486N，Ffn?0.25Fc?320N。图3-4a为卧铣情况，现考虑立铣，则工作台受到垂直方向的铣削力Fz?Fe?486N，受到水平方向的铣削力分别为Ff和Ffn。今将水平方向较大的铣削力分配给工作台的纵向，则纵向铣削力
Fx?Ff?1408N，径向铣削力为Fy?Ffn?320N。 4.3 直线滚动导轨副的计算与选型（纵向） 4.3.1 块承受工作载荷Fmax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使用寿命的重要因素。本例中的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，即垂直于台面的工作载荷全部由一个滑块承担，则单滑块所受的最大垂直方向载荷为：
Fmax?G?F (6-12) 4其中，移动部件重量Ｇ＝800N，外加载荷F=Fz?486N，代入式（6-12），得最大工作载荷Fmax=686N=0.686kN。
6
沈阳理工大学应用技术学院《机电一体化》课程设计
查表3-41，根据工作载荷Fmax=0.686kN，初选直线滚动导轨副的型号为KL系列的JSA-LG15型，其额定动载荷Ca?7.94kN，额定静载荷C0a?9.5kN。
任务书规定工作台面尺寸为230mm?230mm，加工范围为250mm?250mm，考虑工作行程应留有一定余量，查表3-35，按标准系列，选取导轨的长度为520mm。 4.3.2 距离额定寿命L的计算
上述所取的KL系列JSA-LG25系列导轨副的滚道硬度为60HRC，工作温度不超过
100?C，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。查表
3-36~表3-40，分别取硬度系数fH=1.0，温度系数fT=1.00，接触系数fc=0.81，精度系数fR=0.9，载荷系数fw=1.5，代入式（3-33），得距离寿命：
L=(fh?ft?fc?frCa3?)?50?5625Km
fwFmax远大于期望值50Km，故距离额定寿命满足要求。 4.4 滚珠丝杠螺母副的计算与选型 4.4.1 最大工作载荷Fm的计算
如前页所述，在立铣时，工作台受到进给方向的载荷（与丝杠轴线平行）Fx=1408N,受到横向载荷（与丝杠轴线垂直）Fy=320N，受到垂直方向的载荷（与工作台面垂直）Fz=486N.
已知移动部件总重量G=800N，按矩形导轨进行计算，查表3-29，取颠覆力矩影响系数K=1.1，滚动导轨上的摩擦系数?=0.005。求得滚珠丝杠副的最大工作载荷：
Fm=KFx+?(Fz+Fy+G)=[1.1?1408+0.005?(486+320+800)]N4.4.2 最大动工作载荷FQ的计算
?1557N
设工作台在承受最大铣削力时的最快进给速度v=400mm/min，初选丝杠导程Ph=5mm,则此时丝杠转速n=v/Ph=80r/min。
取滚珠丝杠的使用寿命T=15000h,代入L0=60Nt/106,得丝杠寿命系数L0=72（单位为：106r）。
查表3-30，取载荷系数fw=1.2,滚道硬度为60HRC时，取硬度系数fH=1.0,代
7
沈阳理工大学应用技术学院《机电一体化》课程设计
入式（3-23），求得最大动载荷：
FQ=3L0fwfHFm?7773N
4.4.3 初选型号
根据计算出的最大动载荷和初选的丝杠导程，查表3-31，选择济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的G系列2005-3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20mm，导程为5mm，循环滚珠为3圈*1系列，精度等级取5级，额定动载荷为9309N，大于FQ，满足要求。 4.4.4 传动效率η的计算
将公称直径d0=20mm,导程Ph=5mm,代入λ=arctan[Ph/(?d0)]，得丝杠螺旋升角λ=4°33′。将摩擦角ψ=10′，代入η=tanλ/tan(λ+ψ),得传动效率η=96.4%。 4.4.5 刚度的验算
(1) X-Y工作台上下两层滚珠丝杠副的支承均采用“单推-单推”的方式，见书后插页图6-23。丝杠的两端各采用-对推力角接触球轴承，面对面组配，左、右支承的中心距约为a=500mm；钢的弹性模量E=2.1х105Mpa;查表3-31，得滚珠直径
2Dw=3.175mm，丝杠底径d2=16.2mm,丝杠截面积S=?d2/4=206.12mm2。
忽略式（3-25）中的第二项，算得丝杠在工作载荷Fm作用下产生的拉/压变形量?1?Fma/(ES)?[1557?500/(2.1?105?206.12)]mm=0.0180mm.。
(2) 根据公式Z?(?d0/DW)?3，求得单圈滚珠数Z=20；该型号丝杠为单螺母，滚珠的圈数?列数为3?1，代入公式Z??Z?圈数?列数，得滚珠总数量Z?=60。丝杠预紧时，取轴向预紧力FYJ?Fm/3=519N。则由式（3-27），求得滚珠与螺纹滚道间的接触变形量?2?0.0024mm。
因为丝杠有预紧力，且为轴向负载的1/3，所以实际变形量可以减少一半，取
?2=0.0012mm。
(3) 将以上算出的?1和?2代入?总??1??2，求得丝杠总变形量（对应跨度500mm）
?总=0.0192mm=19.2?m
8
沈阳理工大学应用技术学院《机电一体化》课程设计
本例中，丝杠的有效行程为330mm，由表3-27知，5级精度滚珠丝杠有效行程在315~400mm时，行程偏差允许达到25?m，可见丝杠刚度足够。 4.4.6 压杆稳定性校核
根据公式（3-28）计算失稳时的临界载荷FK。查表3-34，取支承系数fk=1；由丝
4杠底径d2=16.2mm求得截面惯性矩I??d2/64?3380.88mm4；压杆稳定安全系数K
取3（丝杠卧式水平安装）；滚动螺母至轴向固定处的距离a取最大值500mm。代入式（3-28），得临界载荷FK=1557N，故丝杠不会失稳。
综上所述，初选的滚珠丝杠副满足使用要求。 4.5 步进电动机减速箱的选用
为了满足脉冲当量的的设计要求，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轴上尽可能的小，今在步进电动机的输出轴上安装一套齿轮机减速，采用一级减速，步进电动机的输出轴与齿轮相连，滚珠丝杠的轴头与大齿轮相连。其中大齿轮设计成双片结构，采用图3-8所示的弹簧错齿法消除侧隙。
已知工作台的脉冲当量?=0.004mm/脉冲，滚珠丝杠的的导程Ph=5mm， 初选步进电动机的步距角?=0.75°。根据式（3-12），算得减速比：
i?(?Ph)/(360?)=（0.75?5）/（360?0.004）=25/10
本设计选用常州市新月电机有限公司生产的JBF-3型齿轮减速箱。大小齿轮模数均为1mm，齿数比为75：30，材料为45调质钢，齿表面淬硬后达到55HRC。减速箱中心距为[（75+30）?1/2]mm=57mm,小齿轮厚度为20mm，双片大齿轮厚度均为10mm。
4.6 步进电动机的计算与选型
4.6.1 计算加在步进电动机转轴上的总转动惯量Jeq
已知：滚珠丝杠的公称直径d0=20mm，总长l=500mm，导程Ph=5mm，材料密度
?=7.85?10-5kg/cm2;移动部件总重力G=800N；小齿轮齿宽b1=20mm.，直径d1=30mm，
大小齿轮齿宽b2=20mm，直径d2=75mm；传动比i=25/10。
如表4-1所示，算得各个零部件的转动惯量如下：
9