大型管材相贯线切割机设计 毕业设计

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中文摘要 (2)
Abstract (2)
第1 章绪论 (3)
第2 章数学模型及工艺分析 (4)
2.1钢管典型相贯线数学模型的建立 (4)
2.2 割炬运动分析 (5)
2.3 焊接坡口工艺分析 (6)
2.4 割炬的径向补偿 (6)
第3章设备总体方案及布局 (7)
3.1 机床总体方案 (7)
3.2 切割机传动系统的简要说明 (7)
3.3 功能和技术参数分析 (8)
第4章机械系统设计 (10)
4.1 Z轴工作滑台的设计 (10)
4.2调整丝杠的设计 (17)
4.3 齿轮齿数的确定与较核......................................................... 错误!未定义书签。

4.4 支架的设计............................................................................. 错误!未定义书签。

第5 章控制系统设计....................................................................... 错误!未定义书签。

5.1系统方案设计.......................................................................... 错误!未定义书签。

5.2 控制系统的选用..................................................................... 错误!未定义书签。

5.3 数控装置的部件结构和安装................................................. 错误!未定义书签。

5.4.控制系统的硬件设计.............................................................. 错误!未定义书签。

5.5 图形交互人机界面................................................................. 错误!未定义书签。

总结.. (18)
鸣谢 (26)
参考文献 (27)
中文摘要
本设计以相贯线数学参数模型的基础, 分析切割机的割炬的轨迹运动, 将切割运动分解为割炬回转、割炬平移、割炬摆角和割炬径向补偿四轴联动,对钢管相贯焊接坡口数控切割运动进行研究,并最终完成相贯线切割机的设计.该切割机采用数控原理进行轨迹控制，采用火焰切割方式工作.设计共分四部分:相贯线数学参数模型的建立,切割机总体方案设计,机械结构设计和控制系统设计.
关键词:大型管材;相贯线;焊接坡口;数控火焰切割
Abstrac t
Based on the mathematical model of intersecting line and the analysis of the track of cutting torch, the design studies NC cutting movement for welding groove of pipe intersecting and finishes the design of pipe intersecting line cutting device .The cutting movement was divided into four axis relative motions of cutting torch, i. e. rotate round the pipe, shift along pipe, swing and compensate along radial direction. The device uses NC principle for intersecting line track control, the cutting method is flame-cutting. And the design contains four sections: the establishment of mathematical model of intersecting line, the design of the whole scheme, the design of mechanical structure and the design of NC control system.
Keywords: Large-scale pipe; Intersecting line; Welding groove; NC flame-cutting
大型管材相贯线切割机设计
湖南工学院机械工程系数控0401,2000121509,黄俊
指导教师：黄开有
第 1 章绪论
随着海洋石油工业的发展,海洋工程结构建造将面对面大量的钢管相贯的加工.南海西部石油合众公司，主要以海上平台上部模块建造工程为主,而大型管材相贯是该海上平台加工制造过程中经常遇见的切割焊接结构.相贯焊接前,管端相贯
线需要加工,相贯线上每一点的焊接坡口也需要加工.根
据石油天然气行业标准(SY/T 4802-92)和美国石油协会
标准(API PI 2A),相贯线上每一点的焊接坡口取决于该
点的局部两面角. 不同形式的钢管相贯,相贯线上每一点
的局部两面角各不相同,局部两面角沿相贯线在不断变化.
目前，该公司切割下料以人工作业为主，对于这种带坡口相
贯线均采用人工放样等工艺方法来进行加工,因此下料工作
进度与效率成为影响整个平台建造工程进度的主要因素，为
改变工作强度大和效率低的现状,本课题尝试运用所学的机电
一体化的相关知识进行大型管材相贯线切割机的设计.
本课题所研究的大型管材相贯线切割机是属于数控火焰切割机,它具有一般数控机床的特点，能根据数控加工程序,自动完成从点火 -预热-通切割氧-切割-熄火-返回原点的整套切割过程。

但数控火焰切割机又有别于一般数控金属切削机床，它利用氧-乙炔火焰把钢板割缝加热到熔融状态，用高压氧吹透钢板进行切割,而不像金属切削机床那样,是用金属切削工具与工件刚性接触来进行切削加工。

目前这种数控火焰切割机仍依赖进口.因此,开发这种火焰切割机具有重要的意义.
第 2 章 数学模型及工艺分析
2.1钢管典型相贯线数学模型的建立
如图2-1所示,空间相贯线是一个复杂的空间 曲线,描述其轨迹需要用空间坐标方程f(x,y,z)=0, 其函数关系复杂,但由于相贯线是两个圆柱的交线, 所以,采用柱坐标可以把三维坐标转化为二维坐标方 程f(h,ø)=0.以下相贯线均指支管内圆柱和主管外圆柱相贯.
图2-1 空间相贯线曲线
如图2-2所示,在空间三维坐标系下两圆柱的相贯线方程为
(1)
(2)
式中 r -- 支管半径 (mm)
R -- 主管半径 (mm)
Oxyz 坐标系与Ox'y'z'坐标系间存在以下坐标变换关系 图2- 2两圆柱的相贯线
(3)
(4) (5)
式中 θ -- 坐标系旋转角,亦即两管交角.
在平面内支管圆柱面的方程为
(6)
(7) 图2- 3 支管圆柱面的方程
式中 -- 支管上的旋转角.
由式(1)~(7) 式得出两圆柱相贯线各点的参数方程如下
222y z R +=222''y z r +='cos sin x x y θθ=+'sin cos y x y θθ
=-+'
z z ='cos y r φ='sin z r φ
=cos cos y r x θφ
-=
φ
[
]2
2
()sin()(cos()(sin tan R r e r h f θ
θ
--δφ-β--δ)φ-β=φ)=
+
[1] (8)
(9)
(10)
取在Ox'y'z'坐标系下过相贯线上x ’轴坐标值最大的点且垂直于x ’轴的平面为下料基准面.其在Ox'y'z' 坐标系下的方程为
(11) 由此可得支管下料高度为
(12)
即下料高度h 是支管上的旋转角φ的函数:
(13)
以上讨论的是典型相贯线数学方程,即两圆柱轴线相交成一角度.在两圆柱轴线异面并有一偏心距e 时,其相贯线方程为:
式中 δ -- 支管壁厚 (mm)
β -- 扭转角,标志主管相对于支管的扭转角度.
2.2 割炬运动分析
如图2-3所示,被切支管保持不动, 割炬沿被切支管做R 轴(旋转轴),T 轴 (摆动轴),A 轴(纵向补偿轴)三轴和环 架的Z 轴(轴向移动)共四轴联动.正式 切割前,手动完割炬和环架的径向运动, 以调整割炬与被切管径向位置;在切割 过程中, 割炬按照设定速度绕被切管作 回转运动, 被切管剖面的摆动和径向补 偿运动,环架沿被切管轴向作轴向移动, 其速度大小是由管壁厚和害炬回转速度 决定. 割炬在被切管剖面的摆动角度按
22sin y R r φ-sin z r φ
='cot csc x r R θθ=+(cot csc )(cos sin )
h r R x y θθθθ=+-+cos cos 22()(cot csc )(cos sin )
sin y r h f r R R r θφ
φθθθφθθ
-==+-+-
[1]工艺规范切出坡口.四轴必须按照一定 的数学关系联动,才能切出所需的空间相 贯曲面. 图2-4 割炬运动
注:[1]肖聚亮,王国栋.火焰数控切管机割炬轨研究及仿真
2.3 焊接坡口工艺分析
根据焊接工艺要求,为保证构件的强度和避免较大的焊缝尺寸,一般中厚板的接头都要进行开坡口焊接.因此,切管时不仅要切出相贯线,还要切出坡口角,切管机最后切出的管端形状是空间曲面.根据美国焊接学会AWS D1.1规范要求,所开焊接坡形式,根部间隙和钝边高度均取决于相交双管相贯线上各部位的局部二面角.而支管下料时切割高度曲线的确定也与相贯线上的局部二面角相关.不同管径,不同厚度,不同交角的相交双管的相贯线上的各部位局部二面角各不相同.在工程实际中,焊接坡口角度是通过钝边和坡口切割高度来保证的.
图 2-5 焊接坡口参数及装配规范
坡口角的取值是根据两面角的大小来决定.相贯线上任选两点两面角ψ为:
根据石油天然气行业标准(SY/T 4802-92)和美国石油协会标准(API PI 2A)来确定坡口角.按API 标准 当 ψ≤ 90°时,坡口角 α = ψ/2; 当 ψ> 90°时, α = 45°.
2.4 割炬的径向补偿
在实际切割过程中是沿支管外表面进行的,在这一过程中不仅要完成相贯线的切割,也
要完成坡口的切割.坡口角是由实际 切割角ω来保证,实际切割角由割炬 绕支管外表面一点在轴剖面内偏转实 现的,其偏转的结果不应使要切割的 相贯线偏离原来的位置,为此,割炬需
arc[cos cos()]
θφψ=-β
沿支管外表面作径向补偿.
其补偿量ξ为:
图 2-6 径向补偿
ξ = δtanω
加Q 1037774652 有多张CAD图纸，开题报告
第3章设备总体方案及布局
3.1 机床总体方案
对于大型钢管的相贯线的切割有两个方案：
方案1：钢管由主轴带动旋转，同时割矩枪只需进行轴向移动即可实现切割要求，所以要实现2轴联动。

方案2：钢管静止不动，并且由于相贯钢管的直径大小不同、相贯角度不同，都会导致相贯线轨迹的不同，因此割矩枪必须要利用数控系统实现轴向转动、轴向移动、径向补偿移动、轴剖面内摆动,均采用步进电动机带动，所以要实现4轴联动,并且要求能进行人机对话，编程及操作方便，诊断功能和纠错功能强，具有显示和通信功能，缩短非生产准备时间，提高生产率。

由于被加工的钢管最大重量可达M=7.8×1000×3.14×(0.5×0.5-0.46×0.46) ×12=11285.9kg且钢管长度最长时可达12m。

如果照方案1钢管转动起来需要耗费比较大的功率,并且钢管过长转动起来还会产生较大的扭矩从而影响钢管的加工质量.因此本设计采用方案2.
3.2 切割机传动系统的简要说明
3.2.1 切割机各轴的定义
切割机在实现相贯线切割时,需要四轴联动和两个手动来完成.现定义四轴如下图4-1.
须要利用数控系统实现纵向移动，旋转运动和径向移动的定位精度、走刀速度等诸技术参数，并且要求能进行人机对话，编程及操作方便，诊断功能和纠错功能强，具有显示和通信功能，缩短非生产准备时间，提高生产率。

加上割矩枪在旋转过程中随着切割位置的不同还需要割矩摆动角度参数，即机床要实现四轴联动。

加工的钢管直径尺寸φ200~φ1000mm，最长12000mm,厚度10~40mm，属于比较大型的钢管，精度要求不高，主要考虑机构机床的刚度要求。

因此可采用开环结构，并选择步进电动机作为机床的动力源。

步进电动机可通过数控装置实现无级调速，因此主轴转速只需要满足最小与最大极限要求转速即可在此范围内实现连续的速度变化要求。

由于乙炔在热切割里应用的广泛性和低成本,决定选用乙炔作为气体燃料。

选用外混式割嘴。

查《简明焊工手册》P581可得火焰切割速度如下：
表3-1 火焰切割速度
第4章 机械系统设计
4.1 Z 轴工作滑台的设计 4.1.1 脉冲当量
p
δ即系统分辨率。

本设计中选用p δ＝0.01mm
4.1.2 选定传动比
当i ＝1时，可使步进电机直接与丝杠联接，有利于简化结构，提高精度。

因此本设计中取i ＝1。

4.1.3 初选步机电机
根据公式 p
b L i δθ3600
= 公式 (4---1)
其中i 为传动比，b θ为电机步距角，0L 为滚珠丝杠导程，p δ为脉冲当量。

因为i ＝1，p δ＝0.01mm ，现取0L ＝4mm ，可得b θ＝0.9o
初选步进电机型号为90BF001。

4.1.4 计算丝杠承受的质量
在本设计中加工的最在钢管直径是1m, 以30 o
为钢管的最小相干角度,则此时丝杠的行程
至少应为1.73m, 丝杠的尺寸取整为2m.
燕尾槽的重量大约为 0.10×0.6×0.3×0.6×7.8×1000=84.2kg 工作台的重量为0.3×0.33×0.04×7.8×1000=30.8kg
齿轮和管状体的重量大概为7.8×(0.7×0.7-0.6×0.6)×3.14 ×0.1=318.3kg 再加上绕齿轮转动的燕尾滑块、两个电动机、和火焰切割枪等，取丝杠所承受的质量 M=460kg
4.1.5 滚珠丝杠螺母副的选型和校核
滚珠丝杠螺母副初步选型的主要依据是根据最大工作载荷和最大静载荷。

初步选型后，进行
轴向刚度验算和压杆稳定性验算。

4.1.
5.1最大工作载荷的计
本设计中，选用矩形滚动直线导轨。

得滚珠丝杠上的工作载荷：
公式(4—2)
其中f '为考虑导轨上的摩擦系数, 对于矩形滚动导轨取f '＝0.005。

G=M 所以，
N ⨯⨯=22.548.94600.005F m ＝
4.1.
5.2最大动载荷C 的计算和主要尺寸的初选
滚珠丝杠最大动载荷C 可用下式计算：
m m F f L 3C = 公式(4—3)
式中：L 为工作寿命，6
10/60nt L =； n 为丝杠转速，0/1000L v n =；v 为最大进给速
度；0L 为丝杠导程；t 为额定使用寿命，可取t ＝15000h ；m f 为运转状态系数，现m f ＝1.5；
m F 为丝杠工作载荷；
由板厚5~20、25~40、35~70mm 查《简明焊工手册》P581可得火焰切割速度分别为800~300、500~250、150~350mm/min 。

综合考虑大齿轮的旋转运动和底下工作台的直线运动选项用工作台的直线进给速度为
v =0.8m/min )10(18010
150002006010/60min /20048
.01000/10006
6
60r nt L r L v n =⨯⨯===⨯=
= 公式（4—4) 所以，N =⨯⨯==89.19022.545.1180C 33m m F f L
本设计选外循环滚动螺旋副，查《机电综合设计指导书》表2-8，根据0L ＝4mm ，选丝杠公
称直径mm d m 16＝
，有： N
=N '︒=⨯⨯9700C 4000C 93312.52.381D W oa a mm 额定静载荷＝额定动载荷，丝杠螺旋升角，
列数＝圈数，＝滚珠直径λ
因为C a >C ，所以初选的丝杠螺母副合格。

4.1.
5.3 传动效率计算
滚珠丝杠螺母副的传动效率η为
)
(ϕλλ
η+tg tg ＝
公式(4—5)
式中：λ为丝杠螺旋升角，ϕ为摩擦角，滚珠丝杠副的滚动摩擦系数f ＝0.003～0.004, 其摩擦角约等于01'。

G
f '=m F
1
m
F L EA
δ±＝所以， 96.0)
01933(933)(='+'︒'
︒+tg tg tg tg ＝＝
ϕλλη
4.1.
5.4 刚度验算
滚珠丝杠副的轴向变形包括丝杠的拉压变形、丝杠与螺母之间滚道的接触变形、丝杠的扭转变形引起的纵向变形以及螺母座的变形和滚珠丝杠轴承的轴向接触变形。

滚珠丝杠的扭转变形较小，对纵向变形的影响更小，可忽略不计。

螺母座只要设计合理，其变形量也可忽略不计，只要滚珠丝杠支承的刚度设计得好，轴承的轴向接触变形在此也可以不予考虑。

A ） 丝杠的拉压变形量1δ
滚珠丝杠应计算满载时拉压变形量，其计算公式为
公式(4—6)
式中：1δ为在工作载荷m F 作用下丝杠总长度上拉伸或压缩变形量（mm ）；m F 为丝杠的工作载荷(N)；L 为滚珠丝杠在支承间的受力长度(mm)；E 为材料弹性模量，对钢E ＝20.6×104MPa ；A 为滚珠丝杠按内径确定的截面积（mm 2）；“＋”号用于拉伸，“—”号用于压缩。

根据滚珠直径D W ＝2.381mm
公式见《机电一体化设计基础》P25，其中， m d 为丝杠公称直径。

1d 为丝杠底径。

取进给的丝杠长度L ＝2000mm.。

所以 mm 4-4
11015.1144.9
1020.62000
22.54⨯⨯⨯⨯＝＝
δ=0.00151mm B ） 滚珠与螺纹滚道间的接触变形量2δ
该变形量与滚珠列、圈数有关，即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杠长度无关。

其计算公式： 有预紧时 3
2
w m
2
D F 0013
.0∑
Z F YJ ＝δ 公式(4—7)
式中：w D 为滚珠直径（mm ）；∑Z 为滚珠总数量⨯=∑Z Z 圈数×列数；Z 为一圈的滚珠数， w m D d /Z π＝（外循环）
；m d 为滚珠丝杠的公称直径（mm ）；m F 为滚珠丝杠的工作载荷（kgf ）；YJ F 为预紧力（kgf ，1kgf=9.8N ），取工作载荷m F 的1/3。

因为，212.381
16
3.14 Z ≈⨯＝
⨯=∑Z Z 圈数×列数＝21×2.5×1＝52.5
2
22
11242.94113.594
14
.3d 4A 59.13238.12034.021622d 034.0)2/381.2238.1(707.0)2/(707.0238.1381.252.052.0mm mm R e d mm D R e mm
D R m w W =⨯=
=⨯-⨯+=-+==-⨯=-==⨯==π
＝
N =⨯==
513.754.223
1
31F YJ m F 所以 0.000558mm 52.5
22.542.38122.54
0.00133
2
2＝＝⨯⨯⨯
δ
因为滚珠丝杠有预紧力，且预紧力为工作载荷的1/3时， 2δ值可减少一半左右。

所以纵向和横向：2δ＝0.000279mm 。

C ） 滚珠丝杠副刚度的验算
丝杠的总的变形量21δδδ＋＝应小于允许的变形量。

一般δ不应大于机床进给系统规定的定位精度值的一半。

因为 mm 001789.00.00027900151.021=+＝＋＝δδδ
机床进给系统规定的精度值为0.01mm ，其一半为0.005mm 。

所以，总的变形量小于机床进给系统规定的定位精度值的一半,故滚珠丝杠可以满足要求。

4.1.
5.5 压杆稳定性验算
滚珠丝杠通常属于受轴向力的细长杆，若轴向工作载荷过大，将使丝杠失去稳定而产生纵向弯曲，即失稳。

失稳时的临界载荷K F 为
2
2L
EI
f F Z K π= 公式(4—8) 式中： I 为截面惯性矩，对丝杠圆截面)(64
44
1mm d I π=
（d 1为丝杠底径）；L 为丝杠最大工
作长度（mm ）；E 为材料弹性模量，对钢E ＝20.6×104MPa ；Z f 为丝杠支承方式系数。

本设计中，丝杠为长丝杠，故支承方式选用两端轴向固定，即Z f ＝4。

)(5.167364
59.1314.36444
4
1mm d I =⨯==π
所以
N =⨯⨯⨯⨯=0.339920005.1673106.2014.342
42K F
临界载荷K F 与丝杠工作载荷m F 之比称为稳定性安全系数K n ，如果K n 大于许用稳定性安全系数[]K n ，则滚珠丝杠不会失稳。

因此，滚珠的丝杠的压杆稳定条件为 []K m
K
K n F F n ≥=
公式(4—9) 一般取[]K n ＝2.5～4，考虑到丝杠自重对水平滚珠的丝杠的影响可取[]≥K n 4。

又因为面通知 []K m
K K n F F n ≥===7.15154
.220.3399
所以，滚珠丝杠不会失稳。

4.1.
5.6 滚珠丝杠螺母副的选择
根据最大动载荷选用，其代号为：1604
4.1.6 导轨的选型及计算
4.1.6.1 初选导轨型号及估算导轨长度
导轨为直线滚动矩形导轨，本设计中共用2条导轨，每条导轨用2个滑块，根据最大动载荷C=190.89N ，通过查《机电综合设计指导书》表2-16 P33，初选2条导轨的型号都为GDA20TW 。

其部分参数如下：
mm l mm l 602021==，
根据工作台的长度和工作台的行程，估算出导轨的长度为2200mm 。

由公式212nl l l +=。

式中l 为支座长度；n 为导轨两孔之间的距离。

可算得导轨的n ＝36。

4.1.6.2 计算滚动导轨副的距离额定寿命L
滚动导轨副的距离额定寿命可用下列公式计算：
滚动体为球时 3
50⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=W C T H a f f f f F C L 公式(4—10) 式中：L 为滚动导轨副的距离额定寿命（km ）；a C 为额定载荷（N ），从《机电综合设计指
导书》表2-10查得a C ＝19100N ；H f 为硬度系数导轨面的硬度为58～64HRC 时，H f ＝1.0；
T f 为温度系数，当工作温度不超过1000C 时，T f ＝1；C f 为接触系数，每根导轨条上装二个滑块时C f ＝0.81；W f 为载荷/速度系数，有冲击振动或min /60m v >时，W f ＝1.5。

F 为每个滑块的工作载荷（N ）。

N ===635.54/54.224/m F F
考虑到工作台上各部分的重量在工作台上的重心不落在中心上，而这些载荷都通过工作台直接作用在滑块上，故取F=20N 。

所以 50km 6857430km 1.50.8111.020********
>⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯=＝L L 大于滚动导轨的期望寿命，满足设计要求，初选的滚动导轨副可采用。

4.1.7 步进电机的验算
4.1.7.1 传动系统等效转动惯量计算
传动系统的转动惯量是一种惯性负载,在电机选用时必须加以考虑。

由于传动系统的各传动部件并不都与电机轴同轴线，还存在各传动部件转动惯量向电机轴折算问题。

最后，要计算整个传动系统折算到电机轴上的总转动惯量，即传动系统等效转动惯量。

本设计需要对电机转子,联轴器,丝杠,工作台进行转动惯量的计算。

A ）、电机转子转动惯量D J 的折算
由《机电综合设计指导》表2-18 P40查出D J =1.764㎏•cm 2
B ）、联轴器转动惯量L J 的折算
选用TL1联轴器84432348
202210-⨯⨯GB J J (查《机械设计实用手册》化学工业出版P666)，可查出
它转动惯量为0.0004㎏•m 2，得出L J ＝4㎏•cm 2。

C ）、滚珠丝杠转动惯量S J 的折算
1m 长的滚珠丝杠的转动惯量为0.94㎏•cm 2，本设计的丝杠长度L ＝2000mm ，所以滚珠丝杠转动惯量纵向：S J =0.94×2=1.88㎏•cm 2。

D ）、工作台质量G J 的折算
工作台是移动部件，其移动质量折算到滚珠丝杠轴上的转动惯量G J 可按下式进行计算：
M L J G 20)2(
π
= 公式(4—11) 式中，0L 为丝杠导程（cm ）；M 为工作台质量（kg ）。

所以 22
201249.08.3014.324.0)2(cm kg M L J G ⋅=⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯==π
E ）、传动系统等效转动惯量∑J 计算
276891.71249.088.14764.1cm kg J J J J J G S L D ⋅=+++=+++=∑
4.1.7.2、验算矩频特性
步进电机最大静转矩m ax j M
是指电机的定位转矩，
从《机电综合设计指导书》表2-18中查
得m M j ⋅N =92.3max 。

步进电机的名义启动转矩mq M 与最大静转矩m ax j M 的关系为：
max j mq M M λ= 公式(4—12) 由λ＝0.707得，m M mq ⋅N =⨯=77.292.3707.0
步进电机空载启动是指电机在没有外加工作负载下的启动。

步进电机所需空载启动力矩可按下式计算：
0M M M M Kf Ka Kq ++= 公式(4—13)
式中：Kq M 为空载启动力矩（N •cm ）；ka M 为空载启动时运动部件由静止升速到最大快进速度，折算到电机轴上的加速力矩（N •cm ）；Kf M 为空载时折算到电机轴上的摩擦力矩（N •cm ）；0M 为由于丝杠预紧，折算到电机轴上的附加摩擦力矩 （N •cm ）。

有关Kq M 的各项力矩值计算如下：
A ）加速力矩
360
10602max max 2
max
p b
Ka v n t n J J M δθπε=
⨯==-∑
∑公式(4—14)
式中：∑J 为传动系统等效转动惯量；ε为电机最大角加速度；m ax n 为与运动部件最大快进
速度对应的电机最大转速；t 为运动部件从静止启动加速到最大快进速度所需的时间，
m ax v 为
运动部件最大快进速度；b θ为初选步进电机的步距角；p δ为脉冲当量。

min /200360
01.09
.0800360max max r v n p b =⨯⨯==
δθ
cm t n J M Ka ⋅N =⨯⨯⨯⨯=⨯=-∑
13.82
.060200
14.327689.7106022max π B ） 空载摩擦力矩
i
L f G M kf πη20'=
公式(4—15) 式中：G 为运动部件的总重量；f '为导轨摩擦系数；i 齿轮传动降速比；η为传动系数总效率，取η＝0.8；0L 为滚珠丝杠的基本导程。

cm M kf ⋅N =⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
120.018.014.324
.0005.08.98.30
C ）、附加摩擦力矩
()
200012ηπη-=
i
L F M YJ 公式(4—16) 式中：YJ F 为滚珠丝杠预紧力；0η为滚珠丝杠未预紧时的传动效率，现取0η＝0.96。

于是 ()
cm M ⋅N =-⨯⨯⨯⨯⨯=
04681.096.011
8.014.324
.05.720
所以，步进电机所需空载启动力矩：
cm M M M M Kf Ka Kq ⋅N =++=++=296.804681.0120.013.80
初选电机型号应满足步进电机所需空载启动力矩小于步进电机名义启动转矩，即
mq Kq M M ≤
从上式可知，所选电动机初步满足要求。

4.1.7.3、启动矩频特性校核
步进电机启动有突跳启动和升速启动。

突跳启动很少使用。

升速启动是步进电机从静止状态开始逐渐升速，在零时刻，启动频率为零。

在一段时间内，按一定的升速规律升速。

启动结束时，步进电机达到了最高运行速度。

查看《机电综合设计指导书》图2-21 P42，从90BF001启动矩频特性图中，可查得： 纵向：空载启动力矩Kq M ＝cm ⋅N 296.8对应的允许启动频率Z yq H f 2500=。

查《机电综合设计指导书》表2-21 P42，步进电机90BF001的最高空载启动频率yq Z q f H f <=2000， 所以所选电机不会丢步。

4.1.7.4、运行矩频特性校核
步进电机的最高快进运行频率KJ f 可按下式计算：
P
KZ v f δ601000max
=
公式(4—17)
式中：m ax v 为运动部件最大快进速度。

P δ=0.01算得Z KZ H f 1333.333=。

快进力矩KJ M 的计算公式：
0M M M Kf KJ += 公式(4—18)
式中：0M 为附加摩擦力矩，Kf M 为快进时，折算到电机轴上的摩擦力矩。

算得：
cm M M M Kf KJ ⋅N +=0.166810.046810.1200＝＋＝。

查看《机电综合设计指导书》图2-22 P43，从90BF001运行矩频特性图中，可知： 快进力矩KJ M ＝m cm N ⋅N =0016681.0.16681.0.对应的允许快进频率KJ yKJ f f >； 所以，所用的电机满足快速进给运行矩频特性要求。

综上所述，所选用的Z 轴步进电机90BF001符合要求，可以使用。

其他各轴电动为:R 轴电机为70BF001 A 轴电机为70BF001 T 轴电机为70BF001
4.2调整丝杠的设计
4.2.1 丝杠的螺纹升角的确定 小于螺旋副的当量摩擦角（6. 5º到螺纹升角为3º.径d=30,外径D=68,厚度T1=36.
4.2.2 丝杆稳定性验算
丝杠是属于受轴向力的细长杆，若轴向工作载荷过大，将使丝杠失去稳定而产生纵向弯曲，即失稳。

失稳时的临界载荷K F 为
2
2L EI
f F Z K π=
公式(4—19) 式中： I 为截面惯性矩，对丝杠圆截面 )(64
44
1mm d I π=
（d 1为丝杠底径）
；L 为丝杠最大工作长度（mm ）；E 为材料弹性模量，对钢E ＝20.6×104MPa ；Z f 为丝杠支承方式系数。

本设计中，丝杠为长丝杠，故支承方式选用两端轴向固定，即Z f ＝0.25。

)(25.1265664
3014.36444
4
1mm d I =⨯==π
所以 N =⨯⨯⨯⨯=4.18105600
25
.12656106.2014.325.02
42K F 临界载荷K F 与丝杠工作载荷m F 之比称为稳定性安全系数K n ，如果K n 大于许用稳定性安全系数[]K n ，则滚珠丝杠不会失稳。

因此，滚珠的丝杠的压杆稳定条件为 []K m
K
K n F F n ≥=
公式(4—20) 一般取[]K n ＝2.5～4，在这里取[]≥K n 4。

齿轮和管状体的重量大概为7.8×(0.7×0.7-0.6×0.6)×3.14 ×0.1=318.3kg 取F m =250kg 。

[]K m K K n X F F n ≥===
389.78
.92504
.18105 所以，调整丝杠不会失稳。

总 结
毕业设计是对三年大学所学过的知识的一次全面检测,是对学生综合运用所学过的知识，提高理论联系实际的设计与分析计算能力的培养；是对学生围绕某项专题收集阅读，分析和运用资料的能力和学生进行独立工作，科学研究和解决工程实际问题的能力的培养。

而且,这次毕业设计与以前学期末所进行的课程设计有着很大的区别，课程设计有指导书，我们都是按照指导书的步骤，套公式计算。

这种设计方式在很大程度上限制了我们设计的灵活性和创新能力。

本次毕业设计打破了以前的那种设计模式，完全是靠自己来完成，设计的步骤，演算的内容都是由自己构思，把所学到的知识应用在设计上，使我们在大学三年里所学过的知识更加牢固，深刻，应用起来更加灵活。

是一次把理论和实际相结合的实习，为以后在实际生活及生产中解决具体问题提供了一个良好的契机。

从最初接触到课题，到确定方案，查阅手册到最后绘图写说明书，每一步都是知识的升华，是知识从感性认识上升到理性认识，为以后的工作实践打下坚实的基础。

我选择的是一个机电一体化的设计课题。

在设计过程中不仅需要机械设计方面的大量知识，而且对我们在电的方面以及计算机方面的知识亦提出了相当高的要求。

而在平时我们所学的都是较多的偏向机械方面，这样对于我的自学和理解能力提出了较高的要求。

在设计过程中我翻阅了大量相关书籍，借鉴他人的经验，结合自己的构想，充分运用自己的想像和创新能力，再
利用自己所学过的专业知识技能，在导师的亲切指导下，把设计意图从构想阶段变为可付诸生产的实现阶段。

这是一个艰辛的过程，很幸运能在黄开有老师的关怀指导下，黄开有老师教了的我不仅是严谨，认真的工作作风，还有许多是我在学校所不能学到的东西。

在此我向张建老师和其它在设计过程中热切指导过我的老师深表谢意。

设计的完成，给了我很大的信心，我完全有能力利用自己所学过的知识和技能去完成我并不熟悉的任务。

在设计过程我更深切的体会到：独立自主是关键，互相协作更重要。

最后，由于本人水平有限，在设计中肯定存在错误与不足，敬请老师们批评指出。