机电一体化系统设计基础课程设计报告专业：机械电子工程班级：机电0811学号： 2008716022姓名：陈智建指导教师：刘云、柯江岩2012 年 1 月 13 日目录第一节绪论 (3)1.1课程设计目的意义 (3)1.2课程设计任务描述 (3)1.3数控铣床的性能指标设计要求 (3)第二节总体方案设计 (4)2.1主轴驱动系统设计方案 (4)2.2 X/Y/Z轴控制系统方案设计 (4)2.3电气系统设计方案 (4)第三节传动系统设计 (5)3.1主轴传动系统的设计 (5)3.1.1主轴电机选择 (5)3.1.2变频器的选择 (5)3.1.3主轴传动系统设计 (5)3.2伺服驱动系统设计 (6)3.2.1伺服传动机构设计 (6)3.2.2伺服电机选择 (6)3.2.3 滚珠丝杠的选择 (6)3.2.4滚珠丝杠支承的选择 (8)3.3设计验算校核 (8)3.3.1惯量匹配验算 (8)3.3.2伺服电机负载能力校验 (9)3.3.3系统的刚度计算 (9)3.3.4固有频率计算 (10)3.3.5死区误差计算 (11)3.3.6系统刚度变化引起的定位误差计算 (11)第四节电气系统设计 (12)第五节总结 (15)参考文献 (15)附：6张系统框图和元器件图第一节绪论1.1课程设计目的意义机电一体化是一门实践性强的综合性技术学科，所涉及的知识领域非常广泛，现代各种先进技术构成了机电一体化的技术基础。
机电一体化系统设计基础课程设计属于机械电子工程专业的课程设计，培养学生综合应用所学的知识，进行机电一体化系统设计的能力。
1.2课程设计任务描述本课程设计主要要求学生设计一数控铣床的传动系统跟控制系统，即在已有数控系统的基础上，根据实际加工要求，进行二次开发。
由于生产数控系统，伺服电动机的驱动器，伺服电机的厂家很多，即使同一厂家，其生产的产品系统和型号也很多。
为了避免在设计过程中选型过于宽广，并考虑到本设计的目的主要是为了训练从事设计的基本能力，数控系统规定选用Fanuc OI MATE MC。
根据该数控系统控制性能，可控制3个伺服电动机轴和一个开环主轴（变频器），满足4轴联动数控铣床的控制要求。
考虑到CNC控制器，驱动器和电机之间电器接口的相互匹配，在该设计中，要求3轴伺服驱动器，伺服电动机都采用Fanuc 公司生产的产品。
1.3数控铣床的性能指标设计要求（1）主轴的转速范围：1000—24000 （rpm）（2）主轴电机功率：30/37 kw（3）X/Y/Z轴快速进给速度15/15/15m/min，X/Y/Z轴切削进给速度，1-10000 mm/min（4）系统分辨率：0.0005mm,重复精度0.02mm。
第二节总体方案设计2.1主轴驱动系统设计方案（1）根据主轴功率，主轴转速范围，选择主轴电机（2）根据电机转速与主轴转速，设计主轴传动链，选择传动级数，每级传动比，各级齿轮齿数；（3）根据选定的主轴电机功率、转速范围，选择变频器型号，（三菱FRS-520SE-0.4-CH变频器作为参考），并设计变频器的电气控制线路图；2.2 X/Y/Z轴控制系统方案设计（1）根据各个轴的功率，调速范围，运动精度要求，设计X/Y/Z轴传动链，选择传动级数，每级传动比；（2）根据各个轴的功率，调速范围，运动精度要求，选择伺服驱动器和交流伺服电动机型号，（FANUC Series oi-TC系列的作为参考），设计伺服驱动器的电气控制线路；（3）根据导程与载荷选择滚珠丝杠型号，并确定其支承方式；（4）根据选定驱动器的型号和电动机的参数，机械运动部件的参数，进行惯量匹配验算，电动机负载能力的校核，各轴的刚度校核，固有频率计算，死区误差计算，由刚度变化引起的定位误差计算。
2.3电气系统设计方案电气系统的设计参照已有数控铣床电气系统的电路及其连接方式。
数控系统规定选用Fanuc OI MATE MC。
根据该数控系统控制性能，可控制3个伺服电动机轴和一个开环主轴（变频器），满足4轴联动数控铣床的控制要求。
在该设计中，要求3轴伺服驱动器，伺服电动机都采用Fanuc公司生产的产品。
所选用的驱动器和电机之间电器接口要相互匹配，第三节传动系统设计3.1主轴传动系统的设计3.1.1主轴电机选择根据主轴电机功率要求，查询机械设计手册[3]后选择三相异步交流电动机，型号为JO2-72-2，其具体参数为：额定功率P=30kW,额定转速3000rpm，额定电流56A，效率η=89.5%,功率因素为0.91。
3.1.2变频器的选择根据选定的三相交流异步电机参数，查询参考文献[5]选择变频器型号为三菱FR-V540-30K，其具体参数为：适用电机功率：30 kw；额定容量：43.8 kVA；额定电流：126.5 A；调速范围:0~3600rpm；控制方式：闭环矢量控制；调速比：1:1500；速度响应频率：800rad/s3.1.3主轴传动系统设计主轴最高转速为24000rpm,故传动比i=24000/3000=8，按最小惯量条件，从图5-33、5-34[1]查得主轴传动机构应采用2级传动，传动比可分别取i1=2.2,i2=3.6。
选各传动齿轮齿数分别为Z1=20，Z2=44 ，Z3=20，Z2=72，模数m=2mm，齿宽b=20mm，强度校验略。
3.2伺服驱动系统设计3.2.1伺服传动机构设计本系统采用半闭环伺服系统，从参考文献[4]中查得伺服电机的最高转速n max可选1500r/min或2000r/min。
如果伺服电机通过联轴器与丝杠直接连接，即i=1，X、Y、Z轴快速进给速度要求达到V max=15m/min.取伺服电机的最高转速n max=1500r/min，则丝杠的最高转速n max也为1500r/min。
则滚珠丝杠的导程p===10 mm根据要求，数控铣床的脉冲当量δ=0.0005 mm/脉冲。
伺服电机每转应发出的脉冲数达到b===20000该伺服系统的位置反馈采用脉冲编码器方案，选用每转5000脉冲的编码器，则倍频器的倍数为4.3.2.2伺服电机选择伺服电机的最高转速n max=1500r/min，查询参考文献[4]，选定伺服电机规格为A06B-0084-Bxyz，型号为β22/1500,其具体参数为：额定功率：1.4kw，最高转速n max=1500r/min，最大转矩T S=20N.m，转动惯量=0.0053 kg.，性能满足系统要求。
3.2.3 滚珠丝杠的选择滚珠丝杠导程p=10mm，滚珠丝杠的直径应按当量动载荷C选择。
m=5000N,工作台质量为200kg，工件与夹具的最大质量假设最大进给力Ff为300kg，贴塑导轨的摩擦因数μ=0.04,故丝杠的最小载荷（即摩擦力）F min =fG=0.04（200+300）9.8=196 N丝杠的最大载荷Fmax=5000+196=5196 N轴向工作载荷（平均载荷）Fm===3529.3 N其中，Fmax 、Fmin分别为丝杠最大、最小轴向载荷；当载荷按照单调式规律变化，各种转速使用机会相同时，Fm=丝杠的最高转速为1500r/min,工作台最小进给速度为1mm/min，导程p=10mm，故丝杠的最低转速为0.1r/min，可取为0，则平均转速n=（1500+0）/2=750 r/min。
故丝杠工作寿命为L===675式中 L——工作寿命，以r为1个单位T——丝杠使用寿命，对数控机床可取T=15000h，本例取T=15000h。
计算当量动载荷Cm为Cm= ==46.4 kN式中——载荷性质系数，无冲击取1~1.2，一般情况取1.2~1.5，有较大冲击振动时取1.5~2.5，本例取=1.5；——精度影响系数，本例中取=1。
查表2-9[1]滚珠丝杠产品样本中与Cm 相近的额定动载荷Ca，使得Cm<Ca,然后由此确定滚珠丝杆副的型号和尺寸。
选择系列代号为4010-5，直径d=40mm，导程为10mm，每个螺母滚珠有5列。
额定动载荷为 Ca=55 kN，Cm<Ca，符合设计要求。
3.2.4滚珠丝杠支承的选择本传动系统丝杠采用一端轴向固定，另一端浮动的结构形式，丝杆长度取1200mm，丝杠最小拉压长度=150 mm, 最大拉压长度=900 mm,故工作台行程范围为750 mm。
3.3设计验算校核3.3.1惯量匹配验算（1）电动机轴上总当量负载转动惯量计算丝杠转动惯量J S === 2.35 kg.式中ρ——丝杠材料钢的密度，取ρ=7.8×103 kg/m3l ——滚珠丝杠长度，l=1200 mm(2) 工作台与刀架折算到电机轴上惯量J1=m=m(p/2π)2 =500(0.01/2π)2 =1.2610-3 kg.(3) 联轴器加上锁紧螺母等效惯量可直接取J2=0.001 kg.（4）负载总惯量J d = J1+J2+JS=1.2610-3 +2.35+0.001=4.6110-3 kg.（5）惯量匹配验算==0.86<0.86<1，满足式5-41[1],故惯量匹配合理。
3.3.2伺服电机负载能力校验（1）伺服电机轴上的总惯量J= +Jd=0.0053+4.6110-3=9.9110-3 kg.（2）空载启动时，电动机轴上的惯性转矩TJ=J=J=9.9110-3=15.56 N.m 式中——启动时间，取=0.1 S(3)电动机轴上的当量摩擦转矩=== N.m 式中——伺服进给传动链的总效率，取=0.85设滚动丝杠螺母副的预紧力为最大轴向载荷的1/3.则因预紧力引起的、则算到电动机轴上的附加摩擦转矩为T===0.59N.m式中——滚珠丝杠的的传动效率，取=0.9(4)空载启动时电动机轴上的总负载转矩T q =TJ +Tμ+T0 =15.56++0.59=16.514 N.m因为 Tq < TS=20N.m 故可正常启动。
3.3.3系统的刚度计算本传动系统丝杠采用一端轴向固定，另一端浮动的结构形式，按表5-8[1]所列公式可求得丝杠最大、最小拉压刚度为K Lmax ===1.76N/mK Lmin ===2.93N/m式中 E——拉压弹性模量，E=N/m2假定丝杠轴向支撑轴承经过预紧并忽略轴承座和螺母座刚度的影响，按表5-9[1]所列公式可求得丝杠螺母机构的综合拉压刚度== m/N 得=1.44N/m== m/N得=2.2N/m按式5-45[1]可计算出丝杠最低扭转刚度为KTmin===2.26 N.m/rad式中 G——材料切边模量，G=N/m23.3.4固有频率计算丝杠质量为ms===11.8 kg丝杠-工作台纵振系统的最低固有频率为ωnc= = =534.5 rad/s折算到丝杆轴上系统的总当量转动惯量为J sd=Ji2=9.9110-3 kg.如果忽略电动机轴及减速器中的扭转变形，则系统的最低扭振固有频率为ωnt= ==477.5 rad/sωnc 和ωnt都较高，说明系统动态特性好3.3.5死区误差计算设丝杠螺母机构采取了消隙和预紧措施，则按式5-59[1]可求得由摩擦力引起的最大反向死区误差为max===0.0027 mmmax约为5个脉冲当量，说明该系统较难满足单脉冲进给的要求3.3.6系统刚度变化引起的定位误差计算按式5-60[1]可求得由丝杠螺母机构综合拉压刚度的变化所引起的最大定位误差δKmax==500=0.0005 mm由于系统的定位精度为0.02 mm，δKmax=0.0005<δ=0.004 mm,因而，系统刚度满足定位精度要求。