2022年PLC直线插补课程设计方案.docx

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1、课程设计课：进程给设运计动驱与动综系统合设训计 练综合训练：数控说第明三象书限直线插补 PLC 程序设计和插补加工学院名称： 专业： 班级：姓名： 指导老师：2021年 12 月课程设计与综合训练任务书题设计题目：进给运动驱动系统设计目训练题目：步进电机驱动器实现数控 PLC 西门子插补程序设计与第三象限直线插补加工主要设计参数：主走刀长度：90mm丝X杠导程：8mm丝Z杠导程：10mm要脉冲当量：5步距角：0.6最大进给速度：40r/min设2计等效惯量：800kg m空启动时间：80ms向X拖板质量：150N参Z 向拖板质量：400N 主切削力Fz：1200N吃刀抗力Fy：900N数走刀抗

2、力Fx：400N要及设计要求：挑选电机型号、绘出接口电路、编制程序；求设计内容及工作量课程设计内容及工作量（两周）：（1） 依据给定任务参数挑选传动比、步进电机型号，设计并绘制伺服传动系统；（2） 使用绘图工具绘制微掌握器接线图一张；（3） 编制插补程序；综合训练内容及工作量（两周）：（1） 利用设备及元气件制作微掌握器及其接口掌握电路；（2） 调试所编制插补程序；（3） 课程设计综合训练说明书1份：60008000字；主要参考文献1. PLC编程掌握方面的参考书；2. 步进电机驱动方面的参考书；3. 绘图方面的参考书；课程设计题目：进给运动驱动系统设计综合训练题目 ：数控第三象限直线插补 P

3、LC程序设计和插补加工摘 要：机械电子工程专业的课程设计，是对前阶段机电课程教案的一次设计性的训练过程，其后二周的综合训练就是将课程设计的设计成果进行物化的过程；整个过程应当能实现对理论教案内容的综合应用目的；所以，本设计书涉 及了机电一体化系统设计、电气掌握与PLC、数控机床与编程技术、机械工程测试技术基础等多门机电课程学问；第一依据指导老师给定的参数，使用visio画出基于三菱 PLC 的步进掌握系统接线图和流程图，挑选系统所用步进电机、运算系统减速器传动比；挑选方案是微掌握器中的PLC掌握方式，步进电机为动力元件，减速器、联轴器与丝杠为传动装置；最终在GX-Developer中编制和调试

4、第三相限插补程序，使程序依据流程图方案模拟达到第三相限直线插补加工轨迹要求；关键词： plc 程序, 步进电机驱动器，第三象限直线插补；目 录第一章 进给运动驱动系统设计51.1 系统方案设计61.2 传动比运算和步进电机的挑选71.3 齿轮的设计111.4 丝杠的挑选20 其次章 步进电机驱动器实现第三象限直线 PLC 插补程序设计和插补加工242.1 PLC掌握步进电机时电器接线图设计262.2 数控插补PLC程序设计27 2.2.1逐点比较法直线插补实例27 2.2.2PLC硬件组态及程序设计及程序调试30参考文献38第一章进给运动驱动系统设计与数控直线插补PLC 程序设计1 步进电机的

5、挑选和齿轮传动比的运算系统总体设计特别重要，是对一部机器的总体布局和全局的支配；总体设计是否合理将对后面几步的设计产生重大影响，也将影响机器的尺寸大小、性能、功能和设计质量；所以，在总体设计时应多花时间、考虑清晰，以削减返工现象；当伺服系统的负载不大、精度要求不高时，可采纳开环掌握；一般来讲，开环伺服系统的稳固性不成问题，设计时主要考虑精度方面的要求，通过合理的结构参数设计，使系统具有良好的动态响应性能；1.1 系统方案设计在机电一体化产品中，典型的开环掌握位置伺服系统是简易数控机床（本 试验室自制数控平台）及 X-Y 数控工作台等，其结构原理如图 1-1 所示；各种开环伺服系统在结构原理上大

6、同小异，其方案设计实质上就是在图1-1 的基础上挑选和确定各构成环节的详细实现方案；运算机或PLC接口电路功放电路执行元件机械传动机构机械执行机构1、执行元件的挑选图 1-1 开环伺服系统结构原理框图挑选执行元件时应综合考虑负载才能、调速范畴、运行精度、可控性、牢靠性及体积、成本等多方面要求；开环系统中可采纳步进电机、电液脉冲马达等作为执行元件，其中步进电机应用最为广泛，一般情形下优先选用步进电 机，当其负载才能不够时，再考虑选用电液脉冲马达等；2、传动机构方案的挑选传动机构实质上是执行元件与执行机构以输出旋转运动和转矩为主，而执行机构就多为直线运动；用于将旋转运动转换为直线运动的传动机构主要

7、有齿轮齿条和丝杠螺母等；前者可获得较大的传动比和较高的传动效率，所能传递的力也较大，但高精度的齿轮齿条制造困难，且为排除传动间隙而结构复杂， 后者因结构简洁、制造简洁而广泛使用；在步进电机与丝杠之间运动的传递有多种方式，可将步进电机与丝杠通过联轴器直接连接，其优点是结构简洁，可获得较高的速度，但对步进电机的负载才能要求较高；仍可以通过减速器连接丝杠，通过减速比的挑选配凑脉冲当量、扭矩和惯量；当电动机与丝杠中心距较大时，可采纳同步齿形带传动；3、执行机构方案的挑选执行机构是伺服系统中的被控对象，是实现实际操作的机构，应依据详细操作对象及其特点来挑选和设计；一般来讲，执行机构中都包含有导向机构，

8、执行机构的挑选主要是导向机构的挑选；4、掌握系统方案的挑选掌握系统方案的挑选包括微掌握器、步进电机掌握方式、驱动电路等的挑选；常用的微掌握器有单片机、 PLC、微机插卡、微机并行口、串行口和下位机等，其中单片机由于在体积、成本、牢靠性和掌握指令功能等很多方面的优 越性，在伺服系统中得到广泛的应用；步进电机掌握方式有硬件环行安排器控制和软件环行安排器掌握之分，对多相电机仍有 X 相单 X 拍、X 相 2*X 拍、X 相双 X 拍和细分驱动等掌握方式，如三相步进电机有 3 相单 3 拍、3 相 6 拍、3 相双 3 拍和细分驱动等掌握方式，对于掌握电路有单一电压掌握、高低压控制、恒流斩波掌握、细分

9、掌握等电路；5、本次课程设计和综合训练方案的挑选执行元件选用功率步进电机，传动方案挑选带有降速齿轮箱的丝杠螺母传动机构和联轴器，执行机构选用拖板导轨；掌握系统中微掌握器采纳掌握器，步进电机掌握方式采纳带有硬件环行安排器的现有步进电机驱动器，在共地的情形下，给该驱动器供应一路进给脉冲、另一路高（低）电平方向掌握电位以及使能信号；1.2 传动比运算和步进电机的挑选一、 X 轴（纵向）：其次章减速器传动比运算pi0360p其中 ：表示步进电机步距角p：表示丝杠导程p ：表示脉冲当量i0.682.7360 0510 3第三章步进电机所需力矩运算挑选步进电机应依据电机额定输出转矩T电机所需的最大转矩 T

10、max 的原就，首先运算电机所需的负载转矩；作用在步进电机轴上的总负载转矩T 可按下面简化公式运算：TTTTT JJ PFPFWPFJWmE2 i2i2i式中： TJ 为启动加速引起的惯性力矩， T 为拖板重力和拖板上其它折算到电机轴上的当量摩擦力矩，TW 为加工负载折算到电机轴上的负载力矩，TO 为因丝杠预紧引起的力折算到电机轴上的附加摩擦转矩；J m 为电机转动惯量；Je 为折算到电机轴上的等效转动惯量；为启动时的角加速度； JmJE 有参数知；由空载启动时间和最大进给速度运算得到；p：为丝杠导程；F ：为拖板重力和主切削力引起丝杠上的摩擦力，FmgFZ ，拖板重量由参数给定，在运算纵向力

11、时（挑选纵向电机），拖板重量为两个拖板的重量之和，在运算横向力（挑选横向电机）时，为小拖板重量，刚与刚的摩擦系数可查资料，一般为 0.050.2 ；FW ：在挑选横向电机时，为工作台上的最大横向载荷，通过给定吃刀抗力Fy得到；在挑选纵向电机时，为工作台上的最大纵向载荷，通过给定吃刀抗力Fx得到；FO ：为丝杠螺母副的预紧力，设取FW 的 1/31/5 ；：为伺服进给系统的总效率，取为0.8 ；i ：为减速器传动比；TTTTT JJ PFPFWPFOJWmE2i2i2inmaxvmaxp3600405100.63360013.3r/ min2 nmax213.317.4rad/ s2608010

12、 3608010 3TJJmJe0.08Nm217.4rad / s21.392Nm取 0.8取 0.05FmgFZ5501200 0.0587.5NPFT2i283.1487.50.82.70.0516 NmFWFxTPFWW400 N84000.2359 Nm2i23.140.82.7FFW1100N4T0.2PFOO0.28 1000.001180 Nm2i23.140.82.7TTJTTWTO1.68068Nm一般启动是为空载，于是空载启动时电机轴上的总负载转矩为：TqTJTTO1.44478 Nm在最大外载荷下工作时，电动机轴上的总负载转矩为：TqTWTTO0.28868 Nm运算出

13、的总负载转矩依据驱动方式，挑选电机时仍需除以一系数，设为X 相2*X 拍驱动方式，就总负载转矩取为：Tmax Tq/ 0,8;Tg/ 0.3 0.5max 1.805975;0.96227总负载转矩 T 取1.806 Nm依据求出的负载转矩，和给定的步距角，查询步进电机型号；表 1-1 所选步进电机特性参数规格型号相步距角相电流保持转矩转动惯量重量形状尺寸数（；）（ A）（ Nm）（ gcm2 ）（ kg）mm86BYG350AH-0201 30.6/1.22.02.51320285*85*69二、同理 Z 轴（横向）：1. 传动比 i：0.6i360 010510 33 .32. 总 负载转

14、矩 T：TTTTT JJPFPFWPFOJWOmE2i2i2inmaxvmaxp360 0405100.63360 013 .3 r/ min2n max213 .317 .4 rad/ s 260801036080103TJJmJe0.08 Nm217.4rad/ s21.392 Nm取 0.8取 0.05FmgFz15012000.0567.5 NPFT2i2103 .1467 .50 .83 .30 .040714NmFWFyTPFw900Nw109000 .5428 Nm2i23 .140 .83 .3FFW1225N4T0 .2 PF oo0 .2102250.027142 Nm2i

15、23 .140 .83 .3TTJTTWTO2.002656 Nm一般启动是为空载，于是空载启动时电机轴上的总负载转矩为：TqTJTTo1 .459856 Nm在最大外载荷下工作时，电动机轴上的总负载转矩为:TqTwTTo0. 61056 NmTmax Tq / 0.8;Tg /0.3 0.5max 1.82482;2.0352总负载转矩 T 取 2.0352 Nm依据求出的负载转矩，和给定的步距角，查询步进电机型号；表 1-2 所选步进电机特性参数规格型号相数步距角（；）相电流（A）保持转矩转动惯量重量Nmgcm2形状尺寸mm86BYG350AH-0201 30.6/1.22.0（）2.5（

16、）1320（ kg）285*85*6913 齿轮的设计图 1-2 进给系统机构一 X方向的齿轮传动件设计运算：1. 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；挑选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS； 2）精度等级选用 7 级精度；3）试选小齿轮齿数 z1 20，大齿轮齿数 z2 54 的；传动比为 2.7.2. 按齿面接触强度设计按公式运算，即d1t2.323KT1du1 Z E 2uH a）确定公式内的各运算数值（ 4）试选 K t 1.3（ 4） 由机械设计书表 107 选取尺宽系数 d1（

17、4） 由机械设计书表 106 查得材料的弹性影响系数Z E 189.8Mpa（ 4）由机械设计书图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲惫强度极限 Hlim2 550MPa；（4） ）由公式运算应力循环次数11N =60n jLh=605001283005=7.210812NN / 2.77.2108 / 2.72.7108（6） 由机械设计书图10 19 查得接触疲惫寿命系数K HN 1 0.90 ；K HN 2 0.95（7） 运算接触疲惫许用应力取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 1012）得H1 0.90 600MPa 5

18、40MPaH2 0.95 550MPa 522.5MPad1t2.323KT1du1 Z E 2uH d3 t2.32 3KT 121Z EdH1.32.51033.7189.812.7522.5322.3219.4 mm. 运算圆周速度vd1t n 2 19.45000.51 ms601000601000. 运算齿宽 b 及模数 mtbdd1t1 19.419.4mmtmd1t z119.40.9720h2.25mt2.250.97mm2.1825mmb / h19.4/ 2.18258.89. 运算载荷系数 K已知载荷平稳，所以取KA=1；依据 v=0.51m/s,7 级精度，由机械设计书

19、图 10 8 查得动载系数KV =0.9 ；直齿轮由机械设计书表10 3 查得 K H= K F=1.2 ；由机械设计书表 104 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， K H=1.310由 b / h8.89， K H=1.310查 机 械 设 计 图 10-13得K F1.27 ；故载荷系数KK AKV KH K H10.91.21.311.4148按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得Kdtd1 t 3K t19.4 31.41481.319.96 mm. 运算模数md tz119.960.9981205、按齿根弯曲强度设计由式2 KT 1YFa Y

20、Sa确定运算参数m32zd1F（1） ）运算载荷系数KK AKV K F K F10.91.21.271.3716（2） ）由 机 械 设 计 图10-20c查 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限FE 1500 MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE 2380 MPa（3） ）由机械设计图 10-18 取弯曲疲惫寿命系数K FN 10.87 ， K FN 20.90(4) 运算弯曲疲惫许用应力；取弯曲疲惫安全系数 S=1.4 ，有F 1F 2K FN 1SK FN 2SFE 1FE 2310.71MPa247.29MPa(5) 查取齿型系数由表 105 查得 Yfa1=2.80 ；

21、Yfa2=2.30（ 6）查取应力校正系数由表 10 5 查得 Ysa1=1.55； Ysa2=1.71(7) 运算大、小齿轮的YFa YSaF并加以比较YFa1YSa12.80 1.550.01397F 1310.71YFa 2YSa22.30 1.710.01581F 2247.29大齿轮的数值大；(8) 设计运算2KT 1zm32d1 YFa YSa F3 21.37162.510312020.015810.65对比运算结果，有齿面接触疲惫强度运算的模数m 大于由齿根弯曲疲惫强度运算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所打算的承载才能，而齿面接触疲惫强度所打算的承载才能，仅与

22、齿轮直径有关，可取由弯曲强度算Z得模数 0.65并就近圆整为标准值m=0.8mm，按接触强度算得的分度圆直径 d1=15.19mm，算出小齿轮齿数 :大齿轮齿数d119.9624.95251m0.8Z22.72567.5684. 几何尺寸运算（ 1）运算中心距am z1 2z2 37.21） 运算大、小齿轮的分度圆直径d 1z1 m20 mmd 2z2m54.4 mm（3） ）运算齿轮宽度bd d120 mmB220mm B124mm二 Z 方向的齿轮传动件设计运算：1. 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；挑选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调

23、质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS； 2）精度等级选用 7 级精度；传动比为 3.3.3） 试选一级小齿轮齿数 z1 20，一级大齿轮齿数 z2 30 的；一级传动比i1 1.5；二级小齿轮齿数 z3=20，二级大齿轮齿数 Z4=44；二级传动比为i2 2.2 ；2. 按齿面接触强度设计按公式运算，即a） 确定公式内的各运算数值dt 2.3232KtTu1du2ZH ZEH（4） ）试选 K t 1.3（ 4） 由机械设计书表 107 选取尺宽系数 d1（ 4） 由机械设计书表 106 查得材料的弹性影响系数Z E 189.8Mpa（ 4）由机械设计书图 10 21d 按

24、齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲惫强度极限 Hlim2 550MPa；（ 4）由公式运算应力循环次数11N =60n jLh=605001283005=7.2108一级 N 2二级 N 2N1 /1.54.81081N / 2.23.3108（6）由机械设计书图10 19 查得接触疲惫寿命系数K HN 1 0.90 ；K HN 2 0.95（7）运算接触疲惫许用应力取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 1012）得H1 0.90 600MPa 540MPaH2 0.95 550MPa 522.5MPab） 运算试算小齿轮分度圆直径d1t 与 d

25、3t ；d1t2.323KT1du1 ZE 2uH 1.32.51032.5189.811.5522.5322.3220.74mmd3t32.321.32.5103 3.2189.8212.2522.519.82mm运算圆周速度vd1t n220.745000.54m / s1601000601000vd3t n4219.82333.30.35m / s601000601000运算齿宽 b 及模数mt1 ， mt 2b1d1t20.74mmb2mt 1mt 2d3 td1t z1d3 tz319.82mm20.741.0372019.820.99120h12.25mt12.33mmh22.25

26、mt22.23mmb1 / h120.74 / 2.338.90b2 / h219.82 / 2.238.89运算载荷系数 K已知载荷平稳，所以取KA=1；依据 v10.54m / s v20.35m /s,7 级精度，由机械设计书图 108 查得动载系数 Kv10.9 Kv20.7 ；直齿轮由机械设计书表10 3 查得 K H= K F=1.2 ；由机械设计书表 104 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， K H=1.310 ；由 b/h=8.89 ， K H=1.310 由书表 10 13 查得 K F=1.27故载荷系数：K1K A K v1 KHK H10.91.2

27、 1.311.4148K 2K AK v 2K HK H10.71.21.311.1004按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d1=3d 1tK / K t3= 22.891.52261/1.3 mm=24.13mmK 1d1d1t 3K t20.741.414831.321.33 mmK 2d2d3t 3Kt运算模数 m19.823 1.10041.318.75 mmmd121.3311.0665z120m2d 218.750.9375z3203. 按齿根弯曲强度设计3由式mn2 KT 1YFa YSa确定运算参数z2 d1 F（1） ）运算载荷系数K1K A KV 1

28、 KFKF10.9 1.21.271.3716K 2K A KV 2 KFKF10.7 1.2 1.271.0668（2） ）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限 F1=500Mpa，查得大齿轮的弯曲疲惫强度极限 F2=380MP；a（3） ）由图 10-18 取弯曲疲惫强度寿命系数K Fn 1 =0.87 ， K Fn 2 =0.9（4） ）查取齿型系数由表 105 查得 Yfa1=2.80 ； Yfa2=2.52 ；Yfa3=2.80 ；Yfa4=2.345（5） ）查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.625；Ysa3=1.55；Ysa4=1.

29、679（6） ）运算弯曲疲惫许用应力 FF 1K FN 1SFE 1310.71MPaF 2K FN 2SFE 2247.29MPa(7) 运算大、小齿轮的YFa YSaF并加以比较YFa 1YSa12.81.550.01397F 1310.7YF 2YS 22.521.6250.01714F 2238.86YFa 3YSa32.81.550.01397F 1310.7YF 4YS 42.345 1.6790.01648F 2238.86大齿轮的数值大；(8) 设计运算3mn21.44454 10312020.016510.78mmm132K 1T1 z2YFa YSa 21.37162.51

30、033120 20.017140.66d1Fm232K 2T1z2 YFa YSa 21.06682.510 3312020.017140.61d 1F对比运算结果，有齿面接触疲惫强度运算的模数m 大于由齿根弯曲疲惫强度运算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所打算的承载才能，而齿面接触疲惫强度所打算的承载才能，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得模数 0.66 并就近圆整为标准值 m1=m2=0.8m，m按接触强度算得的分度圆直径 d1=21.33mm，d2=18.75mm算出小齿轮齿数Zd121.33126.6627m10.8Z3d218.7523.437524m20.8大齿轮

31、齿数Z21.52740.541Z 42.22452.8534. 几何尺寸运算（1） ）运算中心距az11a z32z2m1 2z4 m2227.2mm 30.8mm（2） ）运算大、小齿轮的分度圆直径d1z1m121.6mmd 2z2m132.8mmd3z3m219.2 mmd 4z4m242.4mm（3） ）运算齿轮宽度bdd1b1d1t20.74mmB2 =21mm； B1 =25mmb3dd119.82mmB4 =20mm； B3 =24mm1 4 丝杠的挑选一设计 X 方向的滚珠丝杠螺母机构 ：1、X方向丝杠受力分析：X、Z 方向的工作台滑板及其组件重量（ W1、W2）以及 Z 方向的

32、轴向工作载荷 Fa2 主要由导轨承担，而 X 方向丝杠主要承担 X 方向的轴向力 F ；X 方向丝杠所受的总轴向力 F 由两部分组成：一是刀具所受的X 方向轴向工作载荷 Fa1 ；二是工作台滑板及其组件重量（ W1、W2 ）和 Z 方向的轴向载荷在导轨上产生的合成摩擦力FN 两部分组成：F Fa1 FN2FF 2WW0.0512002150400252.74NNa 212式中 F 丝杠所受的总轴向力 N ；FN 导轨与工作台滑板之间的摩擦力N ；Fa1 X 方向的轴向工作载荷 N ；Fa2 Y方向轴向工作载荷 N ； 导轨与工作台滑板之间的摩擦系数，由于导轨与工作台滑板处于边界润滑状态（脂润滑

33、或油润滑），可取0.05 0.2；W1 X 方向工作台滑板及其组件重量 N； W2 y 方向工作台滑板及组件重量 N ；将有关参数代入上述公式可得 X 方向丝杠所受的总轴向力 F 为：FFa1FN40052.74452.74N2、丝杠设计运算及挑选当滚珠丝杠副承担轴向载荷时，滚珠和滚道型面间便会产生接触应力；对滚道型面上某一点而言，其应力状态是交变应力；这种交变接触应力作用下， 经过肯定的应力循环次数后，就要使滚珠和滚道型面产生疲惫点蚀现象，随着麻点的扩大滚珠丝杠副就会显现振动和噪音，而使它失效，这是滚珠丝杠副的主要破坏形式；在设计滚珠丝杠副时，必需保证在肯定的轴向工作载荷下，在回转一百万转时

34、，在它的滚道上由于受滚道的压力而不至于显现点蚀现象，此时所能承担的轴向载荷，称为这种滚珠丝杠副的最大（基本）额定动载荷Ca；设计在较高速度下长时间工作的滚珠丝杠副时，因疲惫点蚀是其主要的破坏形式，故应按疲惫寿命选用，并采纳与滚动轴承同样的运算方法，第一从工作载荷F 推算最大动载荷 Ca，由机械设计可知L103caF或 caL3c aFL式中 Ca 最大（基本）额定动载荷（ N），其值查附表 5c a 运算额定动载荷F丝杠所受总的轴向工作载荷（N） L10基本额定寿命（以一百万转为一个单位） L预期使用寿命（以一百万转为一个单位）（1） 、按额定静载荷挑选：按Coa F 的原就挑选丝杠： d0

35、16mm（2） 、按疲惫寿命挑选L=60 nT/100000060888.9 15000/1000000=800（百万转）nn1z12z2888.9rpm3cc ffF 3 L1.2452.74N3 8005043.44NaawHf H （硬度系数）由 2 表取 1.0 ， fW （运转系数）由表 3 取 1.2 ，T 使用寿命由表 4 取为 15000h由已知条件（ 1）、2 、3 ，查滚珠丝杠副的表 5，依据导程 L0 4mm和ca ca 的原就，并参考同类型设备的实际情形，得出设计选用：外循环滚珠丝杠，公称直径d0 16， 2.5圈 1 列， Ca=6300N，钢球直径Dw（ d b）=

36、2.381mm, =433，精度等级为 E，基本导程极限偏差为 6m，丝杠大径表面粗糙度为 Ra0.8 ；由上述运算可知，应选 d016、基本导程 L0 4mm、基本长度为 40cm 的滚珠丝杠；二设计 Z 方向的滚珠丝杠螺母机构： 1、Z 方向丝杠受力分析：X、Z 方向的工作台滑板及其组件重量（ W1、W2）以及 X 方向的轴向工作载荷 Fa1 主要由导轨承担，而Z 方向丝杠主要承担 Z 方向的轴向力 F ；Z 方向丝杠所受的总轴向力 F 由两部分组成：一是刀具所受的Z 方向轴向工作载荷 Fa2 ；二是工作台滑板及其组件重量（ W1、W2 ）和 X 方向的轴向载荷在导轨上产生的合成摩擦力 FN 两部分组成：F Fa2 FNFF 2WW20.0540021504002