数控双主轴内孔磨床磨头及进给机构设计.doc

济南大学毕业设计

毕业设计

题 目 数控双主轴内孔磨床磨头及进给
机构设计
学 院 机械工程学院
专 业 机械工程及自动化
班 级 机升 0901
学 生 冯 硕
学 号 20090404012
指导教师 门 秀 花

二〇一一 年 五 月 二十九 日
- 1 -

济南大学毕业设计

- 1 -

济南大学毕业设计
1 前 言
1.1 选题背景及意义
从本质上说，数控磨床和普通磨床一样，是加工的最后一道工序。早期的数控磨床，包括目前部分改造、改装的数控机床，大都是在普通磨床的基础上，通过以进给系统的革新、改造而成的。因此，在许多场合，普通磨床的构成模式、零部件的设计计算方法仍然适用于数控磨床。但是，随着数控技术（包括伺服驱动、主轴驱动）的迅速发展，为了适应现代制造业对生产效率、加工精度、安全环保等方面要求，现代数控磨床的机械结构已经从初期对普通磨床的局部改造，逐步发展形成了自己独特的结构。其中，进给机构系统对加工精度的影响是最大的，因此，提高进给系统的质量就显得尤为重要。现在由于各种先进制造技术的发展，特别是对精密部件的加工，对于磨床的进给系统的要求也越来越高。
内圆磨床的生产率和加工质量，在很大程度上决定于内圆磨头的结构和制造质量。在大量生产条件下尤如此。现代内圆磨床带有滚动支承和空气轴承的电磨头和气动磨头，以及皮带传动的静压轴承和滚动支承磨头，其中皮带传动的滚动支承磨头用得最广。因为这种磨头能加工不同长度（达500mm或更长）零件上的孔，而且所加工的孔的直径范围也最大（从70mm到250mm或更大）最常用，也是现在普遍研究的重点[1-2]。
与国外相比，我国数控磨床的发展明显落后于西方发达国家，因此，技术创新和产品改良亟待加强，机构设计和改良也显得尤为重要。
1.2 国内外研究现状
十八世纪30年代，为了更好适应自行车、钟表、缝纫机和枪械等零件淬硬后的加工，美国、英国、德国分别研制出使用天然磨料砂轮的磨床。在当时这些磨床主要是现成的机床，如车床、刨床等，在上面加装磨头经过改造而成的，它们的结构比较简单，而且刚度较低，磨削时易产生振动，这要求操作工人具有很高的技艺才能磨出精密的工件。
1876年，美国布朗-夏普公司制造的万能外圆磨床是首次具有现代化磨床基本特征的机械。它的工件头架和尾座安装在往复移动的工作台上，同时箱形床身也提高了机床的刚度，且带有内圆磨削附件。1883年，这家公司研制成的磨头装在立柱上、工作台作往复移动的平面磨床。
1990年前后，液压传动技术和人造磨料得到了广泛的应用，这对于磨床的发展有很大的推动作用。随着近代工业的发展尤其是汽车工业，各种不同类型、不同功用

的磨床相继问世。在20世纪初，先后研制出了加工气缸体的行星内圆磨床、凸轮轴磨床、曲轴磨床以及带电磁吸盘的活塞环磨床等。
1908年，磨床开始应用自动测量装置。到了1920年前后，无心磨床、双端面磨床、导轨磨床、轧辊磨床、珩磨机和超精加工机床等相继研制成功并使用；50年代又出现了可作镜面磨削的高精度外圆磨床；在60年代末，又出现了砂轮线速度达60～80米/秒的高速磨床和大切深、缓进给的平面磨削磨床；70年代，在磨床上采用微处理机的数字控制和适应控制等技术得到了广泛的应用。
在20世纪80年代是数控磨床迅速发展的时期，而真正普及、实用则是在90年代。由于计算机技术的高速发展，使得数控技术得到进一步完善，从而促进了磨床结构的变革，使数控磨床不仅在精度、效率、可靠性方面，而且在柔性化、易操作、易维护等许多方面都达到了新的高度。
我国自1958年开始研制数控机床，在研制与推广使用数控机床方面取得了一定成绩。近年来，由于引进了国外的数控系统与伺服系统的制造技术，使得我国数控机床在品种、数量和质量方面得到了迅猛发展[3-4]。
1.3 设计任务
本次设计主要是对数控双主轴内孔磨床关键功能部件的设计，目标是能够实现盘齿类零件内孔的粗加工与精加工；控制系统的总体目标是使内圆磨具稳定运转，内圆磨具进给系统进给精确、平稳。
进给系统的传动机构是指将电动机的旋转运动传递给工作台或刀架以实现进给运动的整个机械传动链，包括齿轮传动副（或同步带传动副）、丝杠螺母副（或蜗杆蜗轮副）及其支承部件等。传动机构的精度、灵敏度、稳定性直接影响了数控磨床的定位精度和轮廓加工精度。从系统控制的角度分析，其中起决定作用的因素主要有两个：一是传动机构的刚度和惯量，它是直接影响进给系统的稳定性和灵敏度；二是传动部件的精度与传动系统的非线性，它直接影响系统的位置精度和轮廓加工精度，在闭环系统中还影响系统的稳定性。
数控磨床进给传动系统承担了数控磨床各直线坐标轴、回转坐标轴的定位和切削进给，进给系统的传动精度、灵敏度和稳定性直接影响被加工工件的最后轮廓精度和加工精度。为了保证数控磨床进给传动系统的定位精度和动态性能，对数控磨床进给传动系统的要求主要有如下几个方面。
（1）低惯量
进给传动系统由于经常需启动、停止、变速或反向运动，若机械传动装置惯量大，就会增大负载并使系统动态性能变差。
（2）低摩擦阻力
进给传动系统要求运动平稳、定位准确、快速响应特性好，必须减小运动件的摩

擦阻力和动摩擦系数与静摩擦系数之差。
（3）高刚度
数控磨床进给传动系统的高刚度取决于滚珠丝杠副或蜗轮蜗杆副及其支承部件的刚度。刚度不足和摩擦阻力会导致工作台产生爬行现象及造成反向死区，影响传动准确性。
（4）高谐振
为了提高进给的抗振性，应使机械构件具有较高的固有频率和合适的阻尼，一般要求进给系统的固有频率应高于伺服驱动系统的固有频率2~3倍。
（5）无传动间隙
为了提高位移精度，减小传动误差，对采用的各种机械部件首先要保证它们的加工精度，其次要尽量消除各种间隙，因为机械间隙是造成进给传动系统反向死区的另一主要原因。

2 磨具传动设计计算
2.1 内圆磨头的类型
（1）机械传动内圆磨头。主要由主轴、滚动轴承、套筒、体壳、平支带轮等组成。更换接长轴后，可用来磨削不同直径和长度的内孔，比较适于中、低速使用。
（2）风动内圆磨头。 主轴上带有涡轮，由压缩空气带动涡轮使主轴高速旋转，主轴转速达到10000 r/min。而且振动小，调节气压可实现无级调速，并带有调压阀、滤清器等附件。
（3）电动内圆磨头。 一种由三相异步电动机直接带动，另一种由高频电动机带动，主轴转速可达50000~90000 r/min，输出功率较大，瞬时过载能力强，速度特性硬，振动小。
2.2 内圆磨头机械传动计算
为实现内圆磨头稳定运转，本次设计采用机械传动内圆磨头，皮带传动采用圆弧齿同步带传动。
圆弧齿同步带的特点：靠齿啮合传动，传动比准确，传动效率高，其传动效率可达98%~99.5%，初张紧力最小，轴承承受压力最小，瞬时速度均匀，单位质量传递的功率最大。与链和齿轮传动相比，噪声小且不需润滑，传动比、线速度范围大，传递功率大；耐冲击振动较好，维修简便、经济。
具体传动计算过程如下：
设计要求：内圆磨具转速达到4000 r/min，电动机采用普通Y802-2型三相异步电动机，皮带传动采用圆弧齿同步带传动。
（1）设计功率
Y802-2型电动机的额定功率 P=1.1 kW，额定转速 N=2830 r/min
(2.1)

（2）选择带型
根据设计功率及带轮转速，由图2.1查得圆弧齿带型。
选用3M带型，即节距 。

图2.1 圆弧齿同步带选型
（3）确定小带轮齿数及节圆直径
根据设计手册及小带轮最小齿数，选取小带轮齿数，节圆直径
(2.2)

（4）确定带速
(2.3)

其中
（5）确定传动比
(2.4)

（6）确定大带轮齿数及其节圆直径
(2.5)

查表取最优值，
（7）初定中心距
(2.6)
，初定
（8）确定实际中心距
取，
(2.7)

查表得，得实际中心距，

（9）确定小带轮啮合齿数及基准额定功率
(2.8)
，
其中 —小带轮啮合齿数；
—啮合齿数系数
根据，查手册得
（10）确定带宽
(2.9)
其中查手册得，，，
求得，取标准带宽。
3 数控磨床进给传动设计
数控磨床的进给系统必须保证的是由数控装置所发出的控制指令转换成速度符合要求的相应位移或直线位移，带动运动部件运动。机床上各运动坐标的数字控制可以是相互独立，或是联动的根据工件加工的需要。总之，数控磨床进给系统的要求应集中在精度、稳定性和快速响应三方面[16]。
3.1 伺服进给系统机械传动结构设计特点
为确保伺服进给系统的定位精度以及工作的稳定性，同时在机械传动结构设计上要求达到无间隙、低摩擦、高刚度、高谐振以及合适的阻尼比。机械传动结构的设计中应注意以下几点[7-8]：
（1）选用低摩擦传动副，如滚珠丝杠、滚动导轨、贴塑导轨等，以减小摩擦力；
（2）通过选用最佳的降速比来降低惯量；
（3）采用预紧的办法来提高传动刚度；
（4）用消隙的办法来减小反向死区误差。
3.2 伺服进给系统机械结构设计基本要求
为了控磨床进给系统在精度、稳定性和快速响应方面的要求，首先需要的是高性能的伺服驱动电机，同时也需要高质量的机械结构与之匹配。为了提高进给系统机械结构的性能主要采取以下措施[7-8]：
（1）提高系统机械结构的传动刚度：主要是从传动元件的刚度、消除传动元件之间的间隙、尽可能缩短进给传动链的长度、采用预紧措施这几方面为出发点考虑。
（2）采用低而稳定的摩擦传动副：因为数控磨床进给系统多采用刚度高、摩擦因数小而稳定的滚动摩擦副，如滚珠丝杠螺母副、直线滚动导轨等。
（3）惯量匹配：最佳惯量匹配目的是为保证伺服驱动电动机的工作性能和满足传动系统对控制指令的快速响应的要求。由于在通常情况下传动系统机械结构的惯量总是大于要求的数值，故而在设计时为得到最佳的惯量匹配，总是希望传动系统中元件的质量和惯量要小一些，降速比则要大一些。
（4）提高传动件精度：高质量的机械传动配合与高性能的伺服电动机使现代数控机床进给系统性能有了大幅度提高。
3.3 伺服进给系统对伺服电机的要求
数控机床进给系统用伺服电动机是根据负载条件进行选择的。加在电动机轴上的负载有两种：一是负载转矩，二是负载惯量。负载转矩包括切削转矩和摩擦转矩。在选择伺服电动机应满足以几方面[7-8]：
（1） 根据负载转矩选择电动机
负载转矩应等于或小于电动机的额定转矩。对于这一点来说，数控机床和普通机床在电动机的选择上是一样的。最大切削负载转矩，不得超过电动机的额定转矩折算到电动机轴上的最大切削负载转矩。
（2） 电动机的转子惯量JM应与负载惯量JL相匹配
通常要求转子惯量JM不小于负载惯量JL，但JM也不是越大越好。因为JM越大，总的惯量J就越大，加速性能受影响。为了保证足够的角加速度，以满足系统反应的灵敏度，将不得不采用转矩过大的伺服电动机和伺服控制系统。具体匹配关系见表3.1。
表3.1 负载惯量与电动机惯量匹配关系的推荐数值
电动机类型
直流伺服电动机
交流伺服电动机
小惯量直流伺服电动机
大惯量直流伺服电动机
匹配关系

（3） 快速移动时，转矩不得超过伺服电动机的最大转矩
当执行部件从静止状态的阶跃指令加速到最大移动速度时，所需要的转矩最大。
加速时间通常为电动机机械时间常数的3~4倍。可见，伺服电动机主参数是输出功率，这是区分其大小的公称值，但选择伺服电动机时，却是按照负载转矩小于额定转矩、电动机转子惯量与负载惯量转矩的计算，切削转矩加上摩擦转矩（即负载转矩），应小于或等于电动机额定转矩。对于直流伺服电动机应在连续工作区选取。
（4） 加速转矩应等于最大转矩（即由放大器所限制的转矩）减去负载转矩
空载时，加速转矩应等于最大转矩减去摩擦转矩，也等于全部惯量（电动机惯量+负载惯量）加速度斜率。
将不同过载系数机电惯量比的推荐数进行比较和对推荐数值与计算数值进行比较，过载系数是决定惯量比的主要因素。从机电惯量比这个角度来考虑传动链的设计，不宜采用很大的过载系数，否则将使机械设计过于庞大，也是不经济的。
随着微电子技术、计算机技术和伺服控制技术的发展，数控机床的伺服系统已开始采用高速、高精度的全数字伺服系统。使伺服控制技术从模拟方式、混合方式走向全数字方式。由位置、速度和电流构成的三环反馈全部数字化、软件处理数字PID，使用灵活，柔性好。数字伺服系统采用了许多新的控制技术和改进伺服性能的措施，使控制精度和品质都有极大提高[7]。

4 进给机构的设计与计算
4.1 滚珠丝杠副设计
滚珠丝杠螺母副是将直线运动与回转运动相互转换的传动装置，在丝杠和螺母上都有半圆弧形的螺旋槽，它们套装在一起便形成了滚珠的螺旋滚道。螺母上有滚珠的回路管道，将几圈螺旋滚道的两端连接起来便构成了封闭的螺旋滚道，并在滚道内装满滚珠，当丝杠旋转时，滚珠在滚道内既能自转又能沿滚道循环转动，从而迫使螺母轴向移动[16]，图4.1所示为滚珠丝杠副的结构图。

图4.1 滚珠丝杠螺母副的结构
1—密封环 2, 3—回珠器 4—丝杠 5—滚珠螺母 6—滚珠
滚珠丝杠螺母副具有以下特点[7]：
（1）传动效率高，摩擦损失小 滚珠丝杠螺母副的传动效率为0.92~0.96，比普通丝杠高3~4倍，而驱动转矩仅为滑动丝杠螺母机构的25% ；
（2）运动平稳，灵敏度高、摩擦力小、低速时无爬行；
（3）反向定位精度高、轴向刚度高；
（4）传动具有可逆性，既可以从螺旋运动转换成直线运动，也可以从直线运动转换成旋转运动。也就是说，丝杠和螺母可以作为主动件；
（5）磨损小，使用寿命长、维护简单，使用寿命是普通滑动丝杠的4~10倍；
（6）同步性好，用几套相同的滚珠丝杠副同时传动几个相同的部件或装置时，可获得较好的同步性；
（7）有专业厂进行生产，选用配套比较方便。
在数控机床的设计中，滚珠丝杠副的作用是将伺服电动机的旋转运动转变为直线运动，用较小的转矩可以获得很大的推力。滚珠丝杠副的传动是一种应用较广的机构，尤其是将旋转运动变为直线运动的各种机构中，滚珠丝杠副的传动是最简单、经济而又可靠的。所以滚珠丝杠副的选择对整个机床的制造起着不可忽视的作用。滚珠丝杠副的精度是影响机床的定位精度及重复定位精度的最主要的因素。为了在机床的设计中更合理的选用滚珠丝杠副，使其充分发挥效能，必须进行一系列的计算。
滚珠丝杠副都已经标准化，因此滚珠丝杠副的设计归结为对滚珠丝杠副型号的选择。在一般情况下，设计滚珠丝杠时，已知条件为：最大工作负载Fd (或平均工作负载Fm)作用下的使用寿命，丝杠的工作长度(或螺母的有效行程)，丝杠的转速(或平均转速)，滚道的硬度以及丝杠的运转情况[8]。
4.4.1 滚珠丝杠设计步骤
通常的设计步骤为[7]：
（1）计算作用在滚珠丝杠上的最大动载荷；
（2）从滚珠丝杠列表找出与之对应的最大动负载近似值，并初选型号；
（3）根据具体的工作要求，通过结构尺寸、循环方式、调隙方法及传动效率几方面，再从初选的型号中挑选出比较合适的直径、导程、滚珠列数等，确定某一型号；
（4）根据所选的型号，计算出主要参数的数值，计算其传动效率，并验算刚度及稳定系数等方面是否满足需求。
4.4.2 滚珠丝杠的选择
（1） 设计参数条件
设计参数条件如下表4.1
表4.1 设计参数
工作台尺寸 (mm2)
横向行程
(mm)
最大进给力 (N)
工作台及磨具重力(N)
工作台快速进给速度 (m/min)
全程定位精度 (μm)
重复定位精度(μm)
脉冲当量 (mm)
330×750
570
2000
1000
24
10
4
0.005
（2） 滚珠丝杠精度
从《实用数控机床技术手册》中查得交流伺服电动机的最高转速为1200 r/min、2400 r/min或3600 r/min。取伺服电动机通过联轴器与丝杠直接连接，即i=1。工作台快速进给的最高速度要求达到vmax=24m/min。取电动机的最高转速nmax=2400 r/min，则丝杠的最高转速nmax也为2400 r/min。基本丝杠导程公式如下：
(mm) (4.1)
本系统设计要求达到10μm的定位精度，查阅滚珠丝杠样本，对于P1精度丝杠，任意300 mm内导程允差为6μm， P2精度丝杠的导程允差为8μm 。初步设计时先设计丝杠的任意300 mm行程内的行程变动量V300为定位精度的1/3～1/2，即3μm～5μm，因此，取滚珠丝杠精度为P1级，即为1级精度丝杠。
（3）滚珠丝杠选择
1）丝杠当量动载荷计算
滚珠丝杠的名义直径、滚珠的列数和工作圈数都应按当量动载荷Cm来选择。
切削力的最大进给力加摩擦力是丝杠的最大载荷；最小载荷即摩擦力。已知最大进给力Ff =2000N，工作台加工件与夹具的重力为2000N，导轨的摩擦系数为0.2，故丝杠的最小载荷（即摩擦力）
(N)
丝杠最大载荷
(N)
平均载荷
(N)
丝杠最高转速为2400 r/min，工作台最小进给速度为1 mm/min，故丝杠的最低转速为0.1 r/min，可忽略不计取为0，则平均转速n=(2400+0)/2=1200 r/min。丝杠使用寿命取T = 20000h，根据丝杠精度取Ka=1，根据工况取Kp=1.5（查阅机械设计手册得），故丝杠工作寿命由公式可知：
(4.2)
式中 L—工作寿命，以106r为一个单位；
n—丝杠转速，r/min；
T—丝杠的使用寿命，对数控机床可取T = 20000h。
代入公式可得丝杠的当量动载荷为
(4.3)
式中 Ka—精度响影系数，对于1、2、3级精度的滚珠丝杠取Ka=1，对于4、5 级
精度滚珠丝杠取Ka=0.9，本题取Ka=1；
Kp—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，本题取Kp =1.5。
2）确定允许的最小螺纹低径d2m
(4.4)
(4.5)
 式中 —支承方式系数。一端固定，一端自由或浮动为0.078；两端固定或铰支时取0.039；
—丝杠长度；
—，取最小值；
—导轨静摩擦力；
—导轨面正压力；

取其最小值δm=1μm；
将；l =870mm 带入式（4.4）得：

（4）确定滚珠丝杠型号
查滚珠丝杠样本[15]中与Cm相近的额定动载荷Ca，使得选择Cm＜Ca，然后由此确定滚珠丝杠副的型号和尺寸。查滚珠丝杠产品中样本，选择FFZD型4010-3内循环浮动法兰式直筒双螺母垫片预紧滚珠丝杠副。其具体参数见表4.2。
表4.2 FFZD型4010-3内循环浮动法兰式直筒双螺母垫片预紧滚珠丝杠副参数
公称直径d0
（mm）
螺纹底径d2
（mm）
动载Ca
（kN）
静载Coa
（kN）
刚度系数R
（N / um）
40
34.3
30
66.3
973
其中Cm=26kN＜Ca，d2m=32.5mm＜d2，符合设计要求。
4.4.3 滚珠丝杠支承方式选择
（1）滚珠丝杠主要支承方式
滚珠丝杠的主要承受的载荷是轴向载荷，径向载荷主要是卧式丝杠的自重。因此对丝杠的轴向精度以及轴向刚度应有较高的要求。其两端支承的固定情况如图4.2所示的轴向固定方式[14]。
图a)为一端轴向固定，一端自由支承固定方式，通常用于短丝杠和垂直进给丝杠；

图b)为一端轴向固定，一端铰支固定方式，常用于较长的卧式安装丝杠；
图c)为两端固定方式，常用于长丝杠或高转速、高刚度的丝杠，这种配置方式可对丝杠进行预拉伸。

图4.2 滚珠丝杠的支承固定方式
滚珠丝杠中常使用的滚动轴承有以下两类[14]。
1）接触角为的角接触球轴承
这是目前国内外广泛普遍采用的滚珠丝杠轴承，这种轴承可组合配置。
图4.3 b)为一对背靠背组合方式，图4.3 c)为一对面对面组合方式。这两种方式可承受双向轴向推力。
图4.3 d)为一同向组合方式，其承受能力较高，但只承受一个方向的轴向力，同向组合时的额定动载荷等于单个轴承的乘下列数：2个为1.63；3 个为2.16；4个为2.64。
图4.3 e)为一对同向与左边一个面对面组合方式。用上述方法还能派生出三联、四联等多种组合方式。

图4.3 滚珠丝杠用轴承
2）滚珠—推力圆柱滚子组合轴承
如图4.3 f）外圈3与箱体固定不转，只圈1、5和隔套内圈6随轴转动，滚针7承受径向载荷，圆柱滚子2和4分别承受两个方向的轴向载荷，修磨隔套内圈6的宽度可调整轴承的轴向预紧量。滚针—圆柱滚子轴承多用于重载和高刚度的地方。
（2）滚珠丝杠支承方式的确定
经过分析在此设计中本传动系统的丝杠采用一端轴向固定，一端铰支的方式固定丝杠；固定端轴承选用两组接触角为的角接触球轴背对背安装，铰支端支承采用一对角接触球轴承，结构图如图4.4所示。
图4.4 滚珠丝杠固定结构图
采用一端轴承的内、外圈双向固定，承受双向轴向力。另一端轴向不固定，允许因受热膨胀的轴自由伸长。这种定位方式的特点是：
1）丝杠的静态稳定性和动态稳定性都较高，适用于中等回转精度；
2）结构稍复杂，轴向刚度大；
3）适用于对刚度和位移精度都要求较高的滚珠丝杠的安装。
采用的角接触球轴承背对背的成对安装，可以承受径向负荷和双向轴向负荷，另外，背对背的受力作用点之间的距离较长，所以适于承受力矩负荷。因角接触球轴承刚性差，但成对安装，通过预紧可以提高刚性。
4.4.4 轴承的校核
已选JB /T 3162 推荐的760306DF轴承，按以下公式进行校核。
(4.6)
式中 —基本额定动载荷计算值，N；
—当量动载荷，N；
—寿命因数，数控机床要求20000h，取3.42；
—力矩载荷因数，本例取1；
—冲击载荷因数，本例取1.5；
—速度因数，本例最高转速为2400 r/min，取0.24；
—温度因数，本例取1；
—轴向基本动载荷。
因选用角接触球轴承，故当量动载荷P按下列公式计算。
(4.7)
；
受力分析可得：

带入式（4.6）得：
＜=18800N，满足使用条件。
4.2 伺服电机的选择
伺服电机的选用，应考虑三方面要求：最大切削负载转矩，不得超过电动机的额定转矩；电动机的转子惯量JM应与负载惯量Jr相匹配；快速移动时，转矩不得超过伺服电动机的最大转矩。
4.2.1 负载转矩的计算
(4.8)
其中，从前面的计算已知，最大进给力Fmax=2040，丝杠导程Ph=0.01m，预紧力Fp=7526.75N，查丝杠样本，滚珠丝杠螺母副的机械效率η=0.9。因滚珠丝杠预加载荷引起的附加摩擦力矩

查7602030TVP单个轴承的摩擦力矩为0.32N·m，故四联轴承的摩擦力矩Tf0=1.28N·m。简支端轴承不预紧，其摩擦力矩可忽略不计。伺服电动机丝杠直连，其传动比，则最大切削负载转矩

故所选伺服电机的额定转矩应大于此值。
4.2.2 负载惯量的计算
负载惯量可按以下公式计算。
工件夹具与工作台的最大质量为100 kg，折算到电动机轴上的惯量J1可按公式计算得：
(4.9)
式中 —工作台移动速度，；
—伺服电机的角速度，；
—直线移动工件夹具和工作台的质量，kg。
丝杠名义直径D0=40mm=0.04m，长度l=870mm=0.87m，丝杠材料（钢）的密度。则丝杠加在电动机轴上的惯量，根据公式可知：
(4.10)
联轴器节加上锁紧螺母等的惯量可直接查手册得到，即

故负载总惯量
(4.11)
中小型数控机床惯量匹配条件，，所选伺服电动机的转子惯量JM应在0.0015～0.0045kg·m2范围之内。
4.2.3 伺服电机型号确定
根据上述计算，查阅《实用数控机床技术手册》交流伺服电机型号目录[15]，可选用120MB200B—2CE6E型交流伺服电动机，其额定转矩为9.55 N·m，大于最大切削负载转矩7.5 N·m；转子惯量JM = 0.0172，在0.0015～0.0045kg·m2范围之内，满足匹配要求。具体参数见下表4.3 。
表4.3 120MB200B—2CE6E交流伺服电机参数
额定输出功率
(kW)
额定转矩
(N·m)
最大转矩
(N·m)
额定转速
(r/min)
最大转速
(r/min)
转动惯量
(kg·m2)
转矩系数(N·m/A)
2
9.55
28.65
2000
2400
0.0172
0.8
4.3 联轴器的选择
伺服电动机可与丝杠直接连接，本次设计采用单节胀套膜片联轴器。

图4.4 胀套膜片联轴器
1—轴 2—螺钉 3—法兰 4—锥环 5—丝杠 6—联轴套 7—球面垫圈
如图4.4所示，单节胀套膜片弹性联轴器主要由轴套、弹性片、胀紧套组成。采用胀套膜片消隙联轴器，可使动力传递没有反向间隙，螺钉2通过压圈施加轴向力时，由于锥环4之间的楔紧作用，内外环分别产生径向弹性变形，消除配合间隙，并产生接触压力以传递扭矩，为补偿同轴度及垂直度误差所引起的憋劲现象，可采用如图结构，柔性片分别用螺钉和球面垫圈7与两边的联轴套相连，通过柔性片传递扭矩，柔性片用薄的不锈钢制成，两端的位置偏差由柔性片变形抵消[7]。
这种联轴器传递功率大、转速高，主动轴由它将扭矩传递到从动轴，由于弹性组件不会产生复合应力，所以传递扭矩在，同时，由于弹性组件的变形，可以补偿轴的角度误差、偏心和轴向窜动。主要用于传动精度和速度要求高的场合[16]。

5 结 论
通过滚珠丝杠副，伺服电动机及联轴器的选择，实现了用伺服电机带动丝杠，并通过滚珠丝杠螺母副传递给磨具工作台完成伺服进给运动，最终保证了伺服进给系统定位精确，传动平稳；磨具电机通过同步带传动的方式使得内圆磨具稳定运转。具体如下：
伺服进给设计：
（1）伺服系统进给传动采用滚珠丝杠的方式传动；
（2）采用伺服电机与滚珠丝杠通过单节胀套膜片联轴器直连的方式传递运动；
（3）滚珠丝杠的固定采用60°角接触球轴承成对安装并采用一端固定，一端铰支的固定方式。
磨具传动设计：
（1）磨具传动采用电机带动皮带的方式进行传动；
（2）皮带选用圆弧齿同步带进行传动，使得传动平稳；
（3）传动比的选择不宜过大，从而保证了内圆磨具稳定运转。

参 考 文 献
[1] 王爱玲．现代机床结构与设计[M]．北京：兵器工业出版，1999
[2] 李福生．实用数控机床技术手册[M]．北京：北京出版社，1999
[3] Arunachalam N， Ramamoorthy B (2007) Texture Analysis for Grinding Wheel Wear Assessment using Machine Vision. Proceedings of IMechE Part B Journal of Engineering Manufacture 221：419–430
[4] 林祥霖．国内外内圆磨床技术水平及发展动态[J]，木工机床，2005，3：30-31
[5] 王均杰，数控轴承内圆磨床进给伺服系统特性分析[D]，河南，河南科技大学，2005，26-27
[6] 屈里强．数控轴承内圆磨床进给系统的设计与研究[D]，合肥，合肥工业大学，2004，28-29
[7] 王启义．机械制造装备设计[M]．北京：冶金工业出版社，2002
[8] 杜君文．机械制造技术装备及设计[M]．天津：天津大学出版社，2007.10
[9] Blum T， Dornfeld DA (1993) Grinding Process Feedback using Acoustic Emission. 4th International Grinding Conference And Exposition， Dearborn， Michigan， Society of Manufacturing Engineering，1–42
[10] 袁哲俊，王先逵．精密和超精密加工技术[M]．北京：机械工业出版社，1999.1
[11] 徐灏．新编机械设计手册(上、下册)[M]．北京：机械工业出版社，1995
[12] 黄鹤汀，吴善元．机械制造技术[M]．北京：机械工业出版社，2008
[13] 严建红．数控机床及其应用[M]．北京：机械工业出版社，2007
[14] 文怀兴，夏田．数控机床设计实践指南[M]．北京：化学工业出版社，2008.1
[15] 李金伴，马伟民．实用数控机床技术手册[M] ．北京：化学工业出版社，2007
[16] 胡秋．数控机床进给系统的设计[J]．机床与液压，2004（6）：55-56
[17] 王守忠．一种提高普通机床横向进给精度机构的设计[J] . 现代制造工程， 2006( 4)：132- 134
[18] 孙先锋，阎开印，等．滚珠丝杠综合误差对机床定位精度的分析［J］．机床制造技术，2008，35（11）：45-47
[19] 濮良贵．机械设计[M]．北京：高等教育出版社，2001
[20] 刘朝儒．机械制图[M]．北京：高等教育出版社，2001
[21] 林俊．机床数控系统课程设计指导书[M]．北京：中国科学技术出版社，1991.

目 录
第一章 总 论 1
1.1项目名称及建设单位 1
1.2项目概况 1
1.3结论 2
第二章 项目建设的必要性 3
2.1项目建设的必要性 3
第三章 建设规模及建设条件 4
3.1建设规模 4
3.2建设条件 4
第四章 总体规划方案 7
4.1设计依据 7
4.2设计目标 7
4.3规划原则 7
4.4规划理念 8
第五章 工程建设方案 9
5.1总体建设方案 9
5.2建设范围 10
5.3建设内容 10
第六章 节能分析 21
6.1设计依据 21
6.2项目所在地能源供应状况分析 23
6.3节能分析 23
第七章 环境保护 25
7.1编制依据 25
7.2环境保护建设目标 25
7.3环境影响因素识别 26
7.4环境保护措施和建议 26
7.5环境影响的综合评价 28
第八章 消防、劳动安全与卫生 29
8.1消防 29
8.2安全与卫生 29
第九章 社会稳定风险分析 31
9.1编制依据 31
9.2风险调查 31
9.3风险识别 32
9.4风险估计 33
9.5风险因素分析 34
9.6风险防范和化解措施 35
9.7风险等级及结论 41
第十章 项目组织管理 43
10.1项目组织 43
10.2部门职责 44
10.3人员培训 45
第十一章 项目实施进度安排 46
11.1项目实施内容 46
11.2项目实施进度计划 46
第十二章 工程招投标 48
12.1项目招标范围 48
12.2招标组织形式 49
12.3评标组织、评标原则及决标 49
第十三章 投资估算和资金筹措 51
13.1投资估算 51
13.2资金筹措 53
第十四章 生态评价 54
14.1生态评价 54
14.2生态效益 54
14.3节能效益 55
14.4项目建设资金 55
14.5效益评价结论 55
第十五章 社会评价 56
15.1主要利益相关群体 56
15.2社会影响分析 56
15.3评价结论 57
第十六章 建议与结论 58
16.1实施措施及建议 58
16.2结论 59

- 22 -