一、总体方案设计。
为了满足以上技术要求，采取以下技术方案。
1） 工作台工作面尺寸（宽度×长度）确定为400mm×1200mm。
2） 工作台的导轨采用矩形导轨，在与之相配的动导轨滑动面上贴聚四氟乙烯（pt-fe）导轨板。同时采用斜镶条消除导轨导向面的间隙，在背板上通过设计偏心轮结构来消除导轨背面与背板的间隙，并在与工作台导轨相接触的斜镶条接触面上和背板接触面上贴塑。
3） 对滚珠丝杠螺母副采用预紧措施，并对滚珠丝杆进行预拉伸。
4） 采用伺服电动机驱动。
5） 采用膜片弹性连轴器将伺服电动机与滚珠丝杠直连。
二、设计计算。
1. 主切削力及其切削分力计算。
1）计算主切削力f z
根据已知条件，采用断面铣刀在主轴计算转矩下进行强力切削（铣刀直径d=125mm）时，主轴具有最大扭矩，并能传递主电动机的全部功率。此时，铣刀的切削速度为。
v = m/s = 1.78 m/s
若主传动链的机械效率ηm=0.8，按式（2-6）可计算主切削力f z：
f z =×103=×103 n = 2696.63 n
2)计算各切削力。
根据表2-1可以得工作台纵向切削力f1、横向切削力fc和垂向切削力fv分别为。
f1 = 0.4f z = 0.4×2696.63 n = 1078.65 n
fc = 0.95 f z = 0.95×2696.63 n = 2561.8 n
fv = 0.55 f z = 0.55×2696.63 n = 1483.15 n
2.导轨摩擦力的计算
1）按式（2-8a）计算在切削状态下的导轨摩擦力fμ。此时，导轨动摩擦系数μ=0.15，查表2-3用插值法得镶条紧固力f g = 1625 n，则。
fμ =w＋f g ＋fc＋fv）
= 0.15×（8820＋1625＋2561.8＋1483.15）n = 2173.49n
2）按式（2-9a）计算在不切削状态下的导轨摩擦力fμ0和导轨静摩擦力f0。
fμ0= μw＋f g）= 0.15×(8820＋1625)n = 1566.75 n
f0 = 0（w＋f g）=0.2×（8820＋1625）n ＝ 2089n
3.计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力。
（1）按式（2-10a）计算最大轴向负载力famin.
famax=f1+fμ=（1078.65+2173.49）n=3252.14n
（2）按式（2-11a）计算最小轴向负载力famin。
famin= fμ0=1566.75n
4.滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算。
（1）确定滚珠丝杠的导程。
根据已知条件，取电动机的最高转速n max = 1500r/min,则由式（2-16）得。
l0 = mm =10 mm
2）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速和平均载荷。
1）估算在各种切削方式下滚珠丝杠的轴向载荷。
将强力切削是时的轴向载荷定为最大轴向载荷famax，快速移动和钻镗定位时的轴向载荷定为最小轴向载荷famin。一般切削（粗加工）和精细切削（精加工）时，滚珠丝杠螺母副的轴向载荷f2、f3分别可按下式计算：
f2 = famin ＋20%famax，f3 = famin ＋5%famax
并将计算结果填入下表中。
数控铣床滚珠丝杠的计算。
2)计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速ni。
n1== r/min =60r/min
n2== r/min = 80r/min
n3== r/min = 100r/min
n4== r/min = 1500r/min
3)按式（2-17）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速nm。
nm = n1 ﹢n2 ﹢·nn
=r/min=230r/min
4）按式（2-18）计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷fm。
fm = =n
n1792.5n
3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷cam
1）按预定工作时间估算。查表2-28得载荷性质系数f w =1.3。
已知初步选择的滚珠丝杠的精度等级为2级，查表2-29得精度系数f a=1，查表2-30得可靠性系数fc=0.44，则由式（2-19）得。
cam =
n=34481.5n
2）因对滚珠丝杠螺母副将实施预紧，所以可按式（2-21）估算最大轴向载荷。查表2-31得预加载荷系数f e =4.5，则。
cam =f efamax =4.5×3252.14n=14634.63n
3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷cam。
取以上两种结果的最大值，即cam=34481.15 n
4）按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径d2m
1）根据定位精度和重复定位精度的要求估计允许的滚珠丝杠的最大轴向变形。
已知工作台的定位精度为30μm，重复定位精度为20μm，根据式（2-23）、式（2-24）
以及定位精度和重复定位精度的要求，得。
max1=μm = 6.67~10）μm
max2=μm = 6~7.5）μm
取上述计算结果的较小值，即δmax=6μm。
（2）估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径d2m。
本机床工作台（x轴）滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用两端固定方式。
滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为。
l=行程﹢安全行程﹢2×余程﹢螺母长度﹢支承长度。
≈（1.2～1.4）行程﹢（25～30）l0
取l=1.4×行程﹢30 l0
1.4×650﹢30×10）mm=1210mm
又f0=2125n，由式（2-26）得。
d2m≥mm =25.53mm
5）初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号。
根据计算所得的l0、cam、 d2m ，初步选择ffzd型内循环垫片预紧螺母式滚珠丝杠螺母副ffzd4010-5（见《数控技术课程设计》附录a表a-3），其公称直径d0、基本导程l0、额定动载荷ca和丝杠底径d2如下：
d0=40mm，l0 =10mm，ca=46500n>cam=34996.47n， d2=34.3mm> d2m =25.53mm
故满足式（2-27）的要求。
6)由式（2-29）确定滚珠丝杠螺母副的预紧力fp
fp = famax =×3252.14n=1084n
7）计算滚珠丝杠螺母副的目标行程补偿值与预拉伸力。
（1）按式（3-31）计算目标行程补偿值δt。
已知温度变化值△t=2℃，丝杠的线性膨胀系数α=11×10-6μm/℃,滚珠丝杠螺母副的有效行程。
lu =工作台行程﹢安全行程 ﹢2 ×余程﹢螺母长度。
650+100+2×20+146）mm =936 mm
故 δt = 11△t lu ×10-6=11×2×983×10- 6 mm=0.02mm
（2）按式（2-32）计算滚珠丝杠的预拉伸力ft
已知滚珠丝杠螺纹底径d2 = 34.3 mm 滚珠丝杠的温升变化值 △t=2℃，则。
ft = 1.81×2×34.32n = 4258.89 n
8）确定滚珠丝杆螺母副支承用轴承的规格型号。
（1）按式（2-33）计算轴承所承受的最大轴向载荷f bmax
f bmax = n=5884.96n
（2）计算轴承的预紧力fbp。
fbp= f bmax =×5884.96 n =1961.65n
（3）计算轴承的单量轴向载荷fbam。
fbam = fbp + fm = 1961.65+1792.5）n=3754.15n
（4）按式（2-15）计算轴承的基本额定动载荷c。
已知轴承的工作转速n=nm=230 r/min,轴承所承受的当量轴向载荷fbam=3785.76n，轴向的基本额定寿命l=20000h。轴承的径向载荷fr和轴向载荷fa分别为。
fr==3754.15×0.5n=1877.08n
fa==3754.15×0.87n=3266.11n
因为，所以查表2-35得，径向系数x=1.9，轴向系数y=0.54，故 p = xfr +yfa = 1.
9×1877.08 +0.54×3266.
11）n=5330.15n
c=n=34703n
（5）确定轴承的规格型号。
因为滚珠丝杠螺母副拟采用取预拉伸措施，所以选用60°角接触球轴承组背对背安装，以组成滚珠丝杠两端固定的支承形式。由于滚珠丝杠的螺纹底径d2为34.3 mm，所以选择轴承的内径d为30mm，以满足滚珠丝杠结构的需求。
在滚珠丝杠的两个固定端均选择国产60度接触球轴承两件一组背对背安装，组成滚珠丝杠的两端固定支承方式。轴承的型号为760306ｔｎｉp4dfb，尺寸（内径×外径×宽度）为30mm×72mm×19mm ，选用脂润滑。该轴承的预载荷能力fbp′为2900n，大于计算所得的轴承预紧力fbp=1966.
09n。并在脂润滑状态下的极限转速为1900r/min，高于滚珠丝杠的最高转速nmax=1500r/min，故满足要求。
数控机床课程设计
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