卧式数控鞋楦加工机总体及C向驱动系统设计.doc

Sanming University
Diploma Work (Project)

Title: Design of Horizontal CNC Shoe Last Machine Collectivity and Drive-System C-Direction　

Grade & Major: Grade 2006, Mechanical Design Manufacturing and Automation
Number: 20060663116
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2010-3-6

45 / 53
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目 录

第1章 绪论 1
1.1 鞋楦机介绍 1
1.2 选题意义 1
1.3本文主要内容 1
第2章 加工机总体方案设计 2
2.1鞋楦加工机总体设计 2
2.2 方案优选 4
2.3本章小结 4
第3章 C向伺服系统电机选型 5
3.1电机选择相关参数计算 5
3.2 力学模型建立及分析 6
3.3 电机和减速器选择 7
3.4初步选择伺服电机 8
3.5 选择电机校核 10
3.6本章小结 12
第4章 滚珠丝杆副设计计算 13
4.1 滚珠丝杆螺母副计算 13
4.2 滚珠丝杆螺母副选型 14
4.3 稳定性校核 16
4.4本章小结 16
第5章 直线滚动导轨副设计计算 17
5.1滚动导轨选型 17
5.2直线滚动导轨副设计计算 17
5.3摩擦力计算 18
5.4本章小结 19
第6章 尾架部件设计 20
6.1液压缸设计计算 20
6.2 液压缸校核 21
6.3 液压缸结构设计 21
6.5本章小结 25
第7章 C向部件结构设计 26
7.1 各类传动链优缺点分析 26
7.2 C向传动系统整体布局及部件设计 26
7.3 齿轮模数齿数确定 27
7.4 主轴部件设计计算 28
7.5 主轴组件润滑和密封 30
7.6 部件相关校核 31
7.7本章小结 34
结论 35
致谢 36
参 考 文 献 37

卧式数控鞋楦加工机 总体及C向驱动系统设计

[摘要] 本文针对卧式数控鞋楦加工机总体及C向伺服系统设计。介绍了鞋楦发展趋势，并对鞋楦机进行简介，根据已知鞋楦加工机设计技术参数，对鞋楦加工机进行了设计，主要任务是对鞋楦加工机总体及其C向部件结构、驱动系统、滚珠丝杆副、直线导轨和尾架部件设计。并提出了合理C向伺服系统传动方案，以及行星减速器和伺服电机选择方法，主轴组件结构设计有效保证了鞋楦加工质量。

[关键词] 鞋楦机 驱动系统 总体

[Abstract] This paper aimed at the design of horizontal numerical control shoe last machine--overall design with C--direction. It presented the development trend of shoe last and the synopsis of shoe last machine, according to the known technical parameters, carried on the design of numerical control shoe last machine. The main task was to carry on the design of overall processing machine shoe last and the component structure of C--direction, drive system, ball screw, linear rails and tail aircraft components. And this design has put forward the rational transmission scheme of the C--direction servo system, and the choice method of planetary decelerator and servo electrical machinery, and the structural design of spindle components guaranteed the quality of shoe last effectively.

[Key words] shoe last machine drive Overall

第1章 绪论

1.1 鞋楦机介绍
鞋楦：鞋楦是鞋母体。是鞋成型模具。鞋楦不仅决定鞋造型和式样，更决定着鞋是否合脚，能否起到保护脚作用。因此，鞋楦设计必须以脚型为基础，但又不能及脚型一样，因为脚在静止和运动状态下，其形状、尺寸、应力等都有变化，加上鞋品种、式样、加工工艺，原辅材料性能，穿着环境和条件也不同，鞋楦造型和各部位尺寸不可能及脚型完全一样。数控刻楦机是一个集CAM、数控技术、机械原理、电气电路技术于一身高精尖设备，国内目前只有极少数厂家花费巨资引进了国外数控设备，但使用情况并不理想，目前广东也有在做数控机但加工精度也不是很高，大多数厂家依旧沿用传统仿型机生产方式。而国外刻楦机已经有了很大发展，他们改变了传统模式，全部采用封闭式结构，毛坯楦竖向固定在刻楦机上，极大地减少了噪音和粉尘污染，节约了设备占地面积。刻楦机也不使用母楦，而是将在计算机三维系统上进行鞋楦设计数据做成软盘，直接插入数控刻楦机计算机，即可按设计鞋楦数据，刻出所需楦型。这大大提高了鞋楦加工效率，节省了许多材料。
1.2 选题意义
制鞋强国经验表明:数控技术应用到鞋楦设计制造上,不但能使产品能最大限度符合设计师意图,而且能大大缩短样品设计制造时间、提高了产品质量。我国已加入WTO,制鞋业既有机遇,又有挑战。在这种形势下,要想迅速提高我国鞋业设计制造水平,全面提升企业竞争力,研制开发新型数控刻楦机和鞋楦CAD/CAM系统势在必行。要提升我国鞋类产品在国际和国内市场竞争力并赶超制鞋强国,分析制楦工艺发展过程,找出关键技术所在有十分重要意义。
1.3本文主要内容
（1）加工机总体方案设计。
（2）伺服电机选型（包括等效转矩计算、等效转动惯量计算）。
（3）滚珠丝杆副设计计算。
（4）直线滚动导轨副设计计算。
（5）尾架结构设计。
（6）C向部件结构设计。
（7）主要零件设计计算。

第2章 加工机总体方案设计

2.1鞋楦加工机总体设计
鞋楦机工作原理:鞋楦由夹具固定后,作C向回转运动,高速旋转且倾斜一定角度刀具在X-Z平面内作Z向上升运动和X向进给运动,在鞋楦表面形成螺旋线加工轨迹,数控刻楦机通过控制(C, X, Z)切削毛坯楦得到成品楦。为了实现这一加工路径,数控刻楦机采用三轴联动方式,在设计时,在数控系统和机床机械本体两个方面都要围绕这一加工方式展开,数控系统需要完成C、X、Z三个伺服轴控制,读取由各个轴运动位置值构成数控程序后,进行插补运算,控制三台伺服电机完成刀具在X、Z两个方向上进给运动和鞋楦C向回转运动。机床本体由夹具系统、C向进给装置、Z向进给装置、X向进给装置、刀具系统和辅助装置构成。其中,夹具系统实现鞋楦夹持; C向进给装置负责实现鞋楦C向回转运动;刀具系统实现切削刀具高速回转运动,并且固定在X向进给装置上实现X向进给运动,同时, X向进给装置又固定在Z向进给装置上实现刀具Z向运动;辅助装置由排屑、加工窗升降门、照明及防护等装置构成。
图2-1 数控鞋楦机工作原理图

2.1.1方案一
如图2-2所示采用主轴箱，尾架和底座各自独立布局。用螺栓锁紧在大底板上。采用该方法主要考虑到：（1）各加工面较大，分开独立布局有利于加工；（2）搬运时拆卸方便。但该方案存在以下缺点：
（1）由于分开加工且加工面过多，组装后精度低；
（2）主轴箱和尾架太高垂直精度不容易保证；
（3）分离式布局整体刚度不够，容易松动。

图2-2 总体布局方案一

2.1.2 方案二
由于考虑到方案一一个很致命缺点（精度低）而有可能达不到生产厂商要求加工精度，这样就体现不出数控鞋楦加工机应有精度优势，等于浪费了大量金钱去做无用数控设备。因此我对现有机加工技术进行分析以求改进结构提高其精度。从现实加工中我了解到现有加工技术已经有能力加工整个较大表面达到该设计所需精度要求，所以我打算采用如图2-3,图2-4方案

图2-3 总体布局方案二

图2-4 总体布局方案二

图2-3是图2-4右视图。该方案中把主轴箱部分和尾架部分下半部截掉，而把整个底座做成一体，底座由钢板焊接而成，在焊完后再进行整体加工，这样整个底座加工面和加工孔可在一次装夹中加工出来。这很大提高了精度。在该方案中还把尾架部分做成移动式这样可大大提高加工范围，同时也更有利于提高较小鞋楦加工精度。因为若尾架是固定式，在加工较小鞋楦时液压杆要伸出很长，在很大切向冲击力作用下其刚度不够好，很容易产生弯曲变形，而影响了加工精度。综合以上因素，可看出方案耳及方案一相比具有如下优点：
（1）加工面大大减少，整体精度有很大提高；
（2）主轴箱和尾架高度减少了近一半，其垂直度得到保证；
（3）整体刚度大大提高，工作起来更稳定；
（4）加工范围大大提高，几乎可满足各种正常鞋楦加工需求。
2.2 方案优选
在经过对以上方案从机加工能力，机床本身精度分析和经济性等方面比较后可看出方案二在整体上更合理，更优秀。
2.3本章小结
本章主要是对鞋楦机总体设计方案分析，并得出最佳设计方案。

第3章 C向伺服系统电机选型

3.1电机选择相关参数计算
3.1.1计算铣刀对工件弯矩
铣刀半径为42mm，铣刀转速已知为12000转/分钟,加工鞋楦最大回转半径130mm。
铣刀角速度ω===1256rad/s
则铣刀线速度V=ω·r=1256×0.042=52.752m/s
由于铣刀电机功率为2×1.5千瓦，因为本机床为四把刀具同时加工四只鞋楦，所以每把刀具所需要驱动功率为0.75Kw。
主切削力F===14.217N
则总体切削力为F =4×F=56.870N
按照极值情况，取鞋楦最大回转半径。则铣刀对切削工件总弯矩
ML=F总×r回转=56.870×0.13=7.3931N·m
3.1.2 加工鞋楦转动惯量
鞋楦质量m=2Kg 平均回转半径取100mm，则加工鞋楦转动惯量JL可由下式计算得出：

3.1.3 传动齿轮转动惯量
初定齿轮分度圆直径为116mm，模数取为2，则齿数Z=58，确定齿宽为20mm八个齿轮之间传动比均为1，则每个齿轮转动惯量均相等
J1=0.78×D4×L×10-3(Kg·cm2)=28.246 Kg·cm2
图3-1力学模型图

3.2 力学模型建立及分析
力学模型建立如上图所示，鞋楦转动惯量JL，主轴齿轮和过渡齿轮转动惯量均为J1，传动比i2为1，减速器传动比率待定。
从图中可以看出要合理选择电机话就要把从工件到其他传动链中各组件转动惯量折算到电机主轴上并且同时列出电机主轴等效力矩数学表达式。
（1）电机轴上等效力矩
（3-1）

（2）折算到电机轴上等效转动惯量
（3-2）
（3）则电机所需扭矩
（3-3）
分析计算公式，对于负载力矩一定时：
由（3-1）式可以看出电机轴上等效力矩和齿轮总传动比成反比，i越大，折算到电机轴上等效力矩越小；
由（3-2）式可以看出折算到电机轴上等效转动惯量和齿轮总传动比平方成反比，i越大，折算到电机轴上等效转动惯量越小；
单从这两个式子来看，选择较大传动比就可以选用较小容量伺服电机，但事实上，负载存在一个amax参数，amax为危险截面时C向允许最大角加速度，负载amax折算到电机轴上等效加速度为amax·i,齿轮总传动比i越大，则等效加速度越大，电机消耗转矩也就越大，由此可以知道当总传动比越大时则折算到电机上最大角加速度也就越大，也就是说电机本身所消耗掉转矩也就越大，即电机输出有效转矩越小，因此传动比大小对选择伺服电机容量大小起着关键性作用。相应地，输出转矩则降低。
因此存在最佳传动比选择问题。由以上分析可知,当电机消耗转矩最小时,此时传动比为最佳传动比i，对（3-3）式来说，即时，可获得最佳传动比率i。
将（3-1）（3-2）式代入（3-3）式
最佳传动比产生条件，即令
计算过程：

得到i计算表达式如下
（3-4）
3.3 电机和减速器选择
C轴为楦坯回转轴，它由交流伺服电机驱动，同轴装有高精度脉冲编码器，分辨率为2500p/r,检测脉冲倍频（DMR）nDMR为4，即4倍频后C轴脉冲当量Scp为

行星减速器特点说明：行星减速器是一种共轴线式传动形式，具有共轴线传动特点，在结构上采用了对称分流传动结构，即用几个完全相同行星轮均匀分布在中心轮圆周附近共同分担载荷，减速级数越大，回程间隙越大，精度也随之降低，因此在选择行星减速器时应该优先考虑级数为1行星减速器型号。
减速级数——行星齿轮套数。由于一套行星齿轮无法满足较大传动比，有时需要二套或三套来满足用户对较大传动比要求。由于增加了行星齿轮数量，所以二级或三机减速级长度会有所增加，效率会有所下降。
回程间隙——将输出端固定，输入端顺时针和逆时针方向旋转，使输出端产生额定扭矩+-2%扭矩时，减速机输入端有一个微小角位移，此角位移即为回程间隙。
根据安装空间排布需要，主加工轴通过联轴器及行星减速器相接，行星减速器再及电机相接，考虑空间利用合理性，电机输入轴朝上，因此要求减速器输入端和输出端呈90度角，NEUGART系列减速器中有两种型号是90度转角，WPLS系列和WPLE系列。在选择减速器时候也要综合考虑，同时粗选电机额定转矩及所选减速器额定转矩之间存在一个比例系数i， 即为所选减速器减速比，即。在考虑减速器减速比选择时候，由于当减速器级比越大时，减速器回程间隙也就越大，回程间隙越大，则在整个传动过程中传动准确性也就越低，所以综合考虑决定选用级比为1行星减速器，这样就可以可靠保证在整个传动过程中传动精度及准确性。
选择德国NEUGART产，型号WPLE120。性能参数如下：
级数
1
最大输入速度（r/min）
6000
减速比
8
额定输入速度(r/min)
3000
额定输出扭矩 （N·m）
120
最大径向力(N)
3500
转动惯量(Kg·cm2)
2.89
最大轴向力(N)
2800
3.4初步选择伺服电机
电机选择依据：当已经初选了电机和行星减速器后，就可以在初选了电机和减速器基础上可以计算出一个最佳传动比，当计算出最佳传动比及比所选减速器传动比小而且又比较接近减速器传动比时，同时由公式所计算出电机轴上转矩小于所选电机额定转矩，就说明所选电机和减速器是合适。
鞋楦本身加工过程为变加速运动，加工主轴角加速度较大，危险截面折算到电机主轴上，则电机主轴承受更大扭矩损耗。
鞋楦加工机具有较高精度要求，确定采用松下伺服电机，其优点明显：
（1）采用松下公司独特算法，使速度频率响应提高 2 倍，达到 500HZ ；定位超调整定时间缩短为以往产品 1/4 。
（2）具有共振抑制和控制功能：可弥补机械刚性不足，从而实现高速定位。
（3）具有全闭环控制功能：通过外接高精度光栅尺，构成全闭环控制，进一步提高系统精度。
（4）具有一系列方便使用功能。
初选松下MDMA（中惯量）系列电机，参数如下：
额定功率
4Kw
额定转矩
18.8Nm
最大转矩
56.4Nm
不带制动器电机惯量
42.5×10-4Kg·m2
平均分配到四根主轴电机功率为1Kw
（3-5）
式中
P——轴传递功率，为1Kw
N——轴转速，为80r/min
——许用转切应力，在选取轴材料时候，选用45号钢
由[1]表15-3可知道=30Mp
所以
所以
最小轴径处取30mm，取轴肩过渡，最大轴径处为35mm，轴长取400mm
J主轴=0.78D4L×10-3=4.7Kg·cm2
由危险截面处amax=628K，代入（3-4）式，得到：

将所有已知条件代入到（3-5）式当中去

得
当K=0.5时 i=3.57；并且此时算代入到公式（3-3）中验算所选电机转矩是否符合要求，又验算得到所需要转矩故此时所选电机是符合要求，但是考虑要最大限度利用电机。继续对区不同数值，只要所选数值及减速器减速比乘积为整数就可以，因为电机在单位时间内所发出脉冲数应该为整数而不能是小数，所以综合考虑选K=1时，根据前面同样计算方法可以计算出此时最佳传动比i=3.13 ，通过验算公式可以计算得到此时所需电机转矩当时，计算得到相应传动比，通过验算公式也可以得到，随K值增大最佳传动比是不断下降，得到所需转矩均小于电机输出转矩，但考虑和选择行星减速器i=8有非常大差距。考虑另行选择伺服电机。
初选松下MSMA（小惯量）系列电机，参数如下：
额定功率
3Kw
额定转矩
9.54Nm
最大转矩
28.6Nm
不带制动器电机惯量
6.77×10-4Kg·m2

平均分配到四根主轴电机功率为1Kw

式中
P——轴传递功率，为1Kw
N——轴转速，为80r/min
——许用转切应力，在选取轴材料时候，选用45号钢
由[1]表15-3可知道=30Mp
所以
所以
最小轴径处取30mm，取轴肩过渡，最大轴径处为35mm，轴长取400mm
J主轴=0.78D4L×10-3=4.7Kg·cm2
将所有已知条件代入到（3-5）式当中去
得
当K=0.5时， i=7.79并且此时算代入到公式（3-3）中验算所选电机转矩是否符合要求，又验算得到所需要转矩故此时所选电机是符合要求，但是考虑要最大限度利用电机。继续对区不同数值，只要所选数值及减速器减速比乘积为整数就可以了，因为电机在单位时间内所发出脉冲数应该为整数而不能是小数，所以综合考虑选K=1时，根据前面同样计算方法可以计算出此时最佳传动比i=6.94 ，通过验算公式可以计算得到此时所需电机转矩当k=1.5时，计算得到相应传动比i=6.77，通过验算公式也可以得到，随K值增大最佳传动比是不断下降，得到所需转矩均小于电机输出转矩，考虑和选择行星减速器i=8差距不大。考虑选择该伺服电机。
3.5 选择电机校核
3.5.1惯量匹配校核
惯量匹配校核比值大小对伺服系统性能有很大影响,中小惯量伺服电机特点式转矩/惯量比大,时间常数校,加减速能力强,所以其动态性能好,相应快.但是,使用中小惯量电动机容易发生对电源频率响应共振,当存在间隙、死区时容易造成振荡或蠕动，这才提出了“惯量匹配原则”，并有了在数控机床伺服进给系统采用大惯量电动机必要性.
对于惯量较小交流服电机，其比值推荐 。
当，对

=8.35Kgcm2

符合要求且比值偏小小有利于提高伺服电机灵敏度和缩短响应时间。
3.5.2 电机发热校核
对于连续工作负载不变场合电动机,要求在整个转速范围内,负载转矩在额定转矩范围内.对于长期连续、周期性工作在变负载条件下电动机,应该满足电动机发热条件等效原则。
理论上应该进一步验算电机温升是否满足要求，但鞋楦加工机是断续工作状态，即工作三分钟，停机三分钟，因此，所选电机符合要求。
图3-2 电机工作图

3.5.3 转速校核
经核算鞋楦加工机主轴最高转速为80rpm，折算到电机轴上转速为640rpm，远小于电机额定转速3000rpm，故电机转速符合要求。
电动机功率校核:
查[2]P248式（6－34）

式中
——负载峰值力矩()；
——电动机负载峰值转速(r/s)；
——传动装置效率,初步估算时取=0.7~0.9；
——系数,属经验数据,考虑了初步估算负载力矩有可能取不全面或不精确,以及电动机有一部分功率要消耗在电动机转子上。
由上面计算可以知道各参数值:
负载峰值力矩=9.84
电动机负载峰值转速=70r/min=1.2r/s
传动装置效率这里取0.8
则
计算出电动机功率后,就可比校核电机是否满足所需功率;
查[2]P248知道,只要满足:就可。
所选电机额定功率
该电机满足功率要求.
3.5.4 转矩过载校核
查[2]P251转矩过载校核公式为:

式中
——折算到电动机轴上负载力矩最大值
——电动机输出转矩最大值(过载转矩)
折算到电机轴上负载力矩最大值

该电机满足转矩过载校核原则.
需要指出是,电动机选择不仅取决于功率,还取决于系统动态性能要求、稳态精度、低速平稳性、电源是直流还是交流等因素。同时，还应保证最大负载力矩、持续作用时间不超过电动机允许过载倍数持续时间范围。综上所述,选用MSNA系列中惯量电动机,额定功率伺服电动机满足要求。
3.6本章小结
本章主要对电动机选择相关计算包括计算铣刀对工件弯矩、加工鞋楦转动惯量、传动齿轮转动惯量，电机和减速器选择、电动机校核。

第4章 滚珠丝杆副设计计算

4.1 滚珠丝杆螺母副计算
滚珠丝杆螺母副具有传动效率高，运动平稳，传动可逆和不自锁性，能够预紧，定位精度和重复定位精度高，同步性好，使用寿命长，使用可靠、润滑简单、维修方便等优点而被广泛运用于数控机床中。本设计也采用滚珠丝杆螺母副。它是由专门厂家制造，当型号、类别和校核后可求购。
滚珠丝杆螺母副类别主要从循环方式、循环列数及圈数、预紧方式来考虑。钢珠每一个循环闭路称为列。每个滚珠循环闭路内所含导程数称为圈。为了消除间隙和提高滚珠丝杆副刚度可预加载荷，预载后刚度可提高2倍。本设计中考虑到装配和经济性选用了外循环式滚珠丝杆副，而为了提高刚度进行了预加载即预紧。其预紧方式有垫片式，罗纹式，齿差式和变导程式等。下面就进行选择计算和校核。
4.1.1 计算最大工作载荷
最大共组载荷

= 1.2X14.217+0.005X(500-56.870)+4X5
=41.28 N
式中
—— 考虑颠覆力矩影响实验系数，滚动导轨取=1.2
G —— 工作台重量（N）
—— C向切削力（N）
—— C向受力（N）
—— 滚动导轨摩擦系数： 取0.005
—— 滑块摩擦力，取5N
4.1.2 计算最大动负载
最大动负载

式中
滚珠丝杆导程，初选 =5mm
——最大切削力下进给速度，可取最高进给速度，则取=2m/min（向快进速度 0.1m/s即6m/min）
—— 使用寿命，数控机床按15000 h
—— 运转系数，一般运转 取1.4
—— 寿命，以转为单位
==400 r/min
==360
=410.9 N
4.2 滚珠丝杆螺母副选型
根据最大动载荷，选择FL3205型滚珠丝杆副。其公称直径为32，基本导程5mm ，精度等级4级，额定动载荷为8400N，满足要求。
4.2.1 传动效率计算
传动效率

式中
—— 螺旋升角，为
—— 摩擦角，取
则 =0.94
4.2.2刚度验算
最大牵引力为41.28N，支承间距L=750mm轴承进行预紧，预紧力为最大轴向负荷1/2
丝杆拉伸或压缩变形量

式中
—— 在工作负载作用下引起每一导程变化量（mm）
—— 工作负载，即进给率引力（N）
—— 滚珠丝杆导程（mm）
E—— 材料弹性模数，钢 （N/）
F—— 滚珠丝杆截面积 （按内径计算，内径28.7）（）
“+”号用于拉伸，“-”号用于压缩
=646.6
=
= =0.00225
4.2.3 滚珠及滚螺纹滚道间接触变形
= =
式中
—— 轴向工作负载 （kgf）
—— 滚珠直径 （mm）
—— 滚珠数量，=2X圈数X列数
Z —— 一圈滚珠数， Z=（外循环）
—— 滚珠丝杆公称直径

则
4.2.4 支承滚珠丝杆轴承轴向接触变形
采用51205推力球轴承

=0.0024 =
式中
轴向工作载荷， =4.128 kgf
滚动体直径，=7.5 mm
Z 滚动体数量
=15.1则取Z=15
进行预紧，则
==
=0.000225+0.001+0.00026=0.0032 < 定位精度
4.3 稳定性校核
4.3.1计算临界负载 （N）

式中
E—— 材料弹性模量，钢 E
I—— 截面惯性矩，丝杆 I 其中为丝杆内径 （）
L—— 丝杆两支承间距离（）
—— 丝杆支承方式系数，一端固定一端简支 =2.00
则
=3.329
=
>>
为许用稳定性安全系数，一般
则此滚珠丝杆不会产生失稳
4.4本章小结
本章主要是对滚珠丝杆副进行相关计算，选型依据和校核。

第5章 直线滚动导轨副设计计算

5.1滚动导轨选型
导轨按导轨面间摩擦特性可分为：
(1) 动摩擦导轨副 其是应用较广一种，也是其他类型导轨基础，它截面形状及其组合形式亦适用于静压导轨和滚动导轨。
(2)滚动摩擦导轨副 其导向精度高，耐磨性好，广泛应用于精密机床、数控机床和测量机等。
(3) 流体摩擦导轨副。
根据设计要求,我采用直线滚动导轨。
5.1.1滚动导轨结构及配置
直线滚动导轨副分为整体型直线滚动导轨副和分离型直线滚动导轨副。选用滚动体做循环运动直线滚动导轨，其中有基准面为基准导轨，另一条是从动导轨。如此设置是为了满足装配要求。
5.1.2 滚动导轨副选择
滚动导轨及滑动导轨相比，滚动导轨具有以下优点：
(1) 摩擦系数小(0.003～0.005)，运动灵活，这也是滚动导轨最大优点；
(2) 动、静摩擦系数很接近，因而启动阻力小，低速运动平稳性好，且不易发生爬行；
(3) 可以预紧，刚度高；
(4) 寿命长；
(5) 精度高，定位精度可达0.1～0.2μm，重复精度可达0.2μm；
(6) 润滑方便，可以采用润滑脂，一次装填，长期使用；
(7) 由专业厂生产，可以外购选用；
(8) 结构比较复杂、制造比较困难、成本比较高。
(9) 抗振和抗冲击能力差，对灰尘屑末较敏感，必须有良好防护装置。
由于数控机床采用了伺服系统，要求有恒定摩擦阻力和无爬行现象，所以数控机床大多数采用滚动导轨。同时为了提高精度和刚度，选用整体型直线滚动导轨副，已由厂家预紧。
5.2直线滚动导轨副设计计算
已知条件：
工作台质量m=50kg,有效行程=0.5m，每分钟往复次数=2。
工作条件：常温，无明显冲击或振动，目标寿命为6年。
5.2.1 计算各滑块载荷：
按下图计算各滑块载荷分别为：
P1=P2=P3=P4= 500/2 =0.25KN

图5-1滑块受力图

5.2.2按目标寿命换算为km：
寿命按每年工作300天，每天2班工作，每班8h，开机率80%，计算预期寿命时数为，Lh=6×300×2×8×0.8=23040 h
额定寿命 L=2×Ls×ns×60×Lh/1000=2×0.5×2×60×23040/1000
= 2764.8km
5.2.3计算额定动负荷：
查表4.3.1【2】，温度系数=1，表4.3.2【2】，接触系数=0.81，表4.3.3【2】，精度系数=0.9，表4.3.4【2】，载荷系数=1.8取硬度系数（根据产品技术要求规定，滚道硬度不得低于HRC58）。
故有，
Ca≥ ×Pc× L/K /(×××)=0.283KN
根据以上计算选用KL滚动直线导轨副JSA-LG15KL型，其额定动载荷=9.5KN >其额定静载荷=7.94KN，故符合要求。
5.3摩擦力计算
由已知条件可知
滚动导轨副所产生摩擦力为——
F摩 = μ*P + f
其中
μ——为摩擦系数，μ=0.003~0.005；
P——为法向载荷；
f——为密封阻力，假定每个滑座取 f =5N。
当 P/Coa > 0.1 时，μ= 0.003~0.005；
P/Coa = 0.05 时，μ=0.01；
P/Coa < 0.05 时，μ将急剧增大。
故有，法向载荷 ——P=M*g + F切
=（M拖板 + M刀架 + M直线电机）*g + F切
=（50＋8＋10.1）×9.8 + 56.870
=724.25 N
又有，P/Coa = 724.25/7940 = 0.0912
则取μ=0.005
综上所述，摩擦力——F摩 =μ*P + 8*f
= 0.005*724.25 + 8*5 =43.63 N
故取，F摩擦 = 44 N 。
5.4本章小结
本章主要直线滚动导轨副进行分析并计算滑块载荷和摩擦力，并确定直线滚动导轨副型号。

第6章 尾架部件设计

6.1液压缸设计计算
液压缸设计是在对所设计液压系统进行工况分析、负载计算和确定了其工作压力基础上进行。首先根据使用要求确定液压缸类型，再按负载和运动要求确定液压缸主要结构尺寸，必要时需进行强度验算，最后进行结构设计。液压缸主要尺寸包括液压缸内径D、缸长度L、活塞杆直径d。主要根据液压缸负载、活塞运动速度和行程等因素来确定上述参数。
液压缸公称压力（单位：MPa,GB7938-87）
0.63
1.0
1.6
2.5
4.0
6.3
10.0
16.0
25.0
31.5
40.0

各类液压设备常用工作压力(单位：MPa)
设备类型
一般机床
一般冶金设备
农业机械、
小型工程机械
液压机、重型机械、轧机压下、
起重运输机械
工作压力(MPa)
1～6.3
6.3～16
10～16
20～32

液压缸内径D和活塞杆直径d可根据最大总负载和选取工作压力来定，对单杆缸而言，无杆腔进油并不考虑机械效率时，

有杆腔进油并不考虑机械效率时

一般情况下，选取回油背压，这时，上面两式便可简化，即无杆腔进油时

有杆腔进油时：

式中杆径d可根据工作压力选取，见表6-1【3】；当液压缸往复速度比有一定要求时，由式得杆径为

推荐液压缸速度比如表6-2【3】所示。
表6-1 液压缸工作压力及活塞杆直径
液压缸工作压力P（MPa）
£5
5~7
>7
推荐活塞杆直径
(0.5~0.55)D
(0.6~0.7)D
0.7D
表6-2液压缸往复速度比推荐值
液压缸工作压力P（MPa）
£10
1.25~20
>20
往复速度比y
1.33
1.46~2
2
计算所得液压缸内经D和活塞杆直经d应圆整为标准系列参见《新编液压工程手册》。
液压缸缸筒长度由活塞最大行程，活塞长度，活塞杆导向套长度，活塞杆密封长度和特殊要求长度确定。其中活塞长度为（0.6~1.0）D；导向套长度为（0.6~1.5）d。为减少加工难度，一般液压缸缸筒长度不应大于内径20~30倍。
6.2 液压缸校核
6.2.1缸筒壁厚验算
中、高压液压缸一般用无缝钢管做缸筒，大多属薄壁筒，即d/D£0.08，此时，可根据材料力学中薄壁圆筒计算公式验算缸筒壁厚，即

当d/D³0.3时，可用下式校核缸筒壁厚

当液压缸采用铸造缸筒时，壁厚由铸造工艺确定，这时应按厚壁圆筒计算公式验算壁厚。当d/D=0.08~0.3时，可用下式校核缸筒壁厚

式中
——缸筒内最高工作压力
[s]——缸筒材料许允应力
6.2.2液压缸稳定性验算
活塞杆长度根据液压缸最大行程L而定。对于工作行程中受压活塞杆，当活塞杆长度L及其直径d之比大于15时，应对活塞杆进行稳定性验算，在本次设计过程中，所取活塞杆及直径其比值小于15而无需进行稳定性验算。
6.3 液压缸结构设计
液压缸一般由后端盖、缸筒、活塞杆、活塞组件、前端盖等主要部分组成；为防止油液向液压缸外泄或由高压腔向低压腔泄漏，在缸筒及端盖、活塞及活塞杆、活塞及缸筒、活塞杆及前端盖之间均设置有密封装置，在前端盖外側，还装