縱向切削力算工作負載

⑴ 切削力怎麼計算

網上都是這個版本,並不是正確的,鑽孔哪來的齒數?應該通過查詢軸向力來計算

⑵ 鑽床鑽孔時切削力的計算

一切削力的來源，切削合力及其分解，切削功率
研究切削力，對進一步弄清切削機理，對計算功率消耗，對刀具、機床、夾具的設計，對制定合理的切削用量，優化刀具幾何參數等，都具有非常重要的意義。金屬切削時，刀具切入工件，使被加工材料發生變形並成為切屑所需的力，稱為切削力。切削力來源於三個方面：
克服被加工材料對彈性變形的抗力；
克服被加工材料對塑性變形的抗力；
克服切屑對前刀面的摩擦力和刀具後刀面對過渡表面與已加工表面之間的摩擦力。
切削力的來源
上述各力的總和形成作用在刀具上的合力Fr(國標為F)。為了實際應用，Fr可分解為相互垂直的Fx(國標為Ff)、Fy(國標為Fp)和Fz(國標為Fc)三個分力。在車削時：
Fz——切削力或切向力。它切於過渡表面並與基面垂直。Fz是計算車刀強度，設計機床零件，確定機床功率所必需的。
Fx——進給力、軸向力或走刀力。它是處於基面內並與工件軸線平行與走刀方向相反的力。Fx是設計走刀機構，計算車刀進給功率所必需的。
Fy——切深抗力、或背向力、徑向力、吃刀力。它是處於基面內並與工件軸線垂直的力。Fy用來確定與工件加工精度有關的工件撓度，計算機床零件和車刀強度。它與工件在切削過程中產生的振動有關。
切削力的合力和分力
消耗在切削過程中的功率稱為切削功率Pm(國標為Po)。切削功率為力Fz和Fx所消耗的功率之和，因Fy方向沒有位移，所以不消耗功率。於是
Pm=(FzV+Fxnwf/1000)×10-3
其中：Pm—切削功率（KW）；
Fz—切削力（N）；
V—切削速度（m/s）；
Fx—進給力（N）；
nw—工件轉速（r/s）；
f—進給量（mm/s）。
式中等號右側的第二項是消耗在進給運動中的功率，它相對於F所消耗的功率來說，一般很小(<1%～2%)，可以略去不計，於是Pm=FzV×10-3
按上式求得切削功率後，如要計算機床電動機的功率(PE)以便選擇機床電動機時，還應考慮到機床傳動效率。
PE≥Pm/ηm
式中：ηm—機床的傳動效率，一般取為0.75～0.85，大值適用於新機床，小值適用於舊機床。
二切削力的測量及切削力的計算機輔助測試
在生產實際中，切削力的大小一般採用由實驗結果建立起來的經驗公式計算。在需要較為准確地知道某種切削條件下的切削力時，還需進行實際測量。隨著測試手段的現代化，切削力的測量方法有了很大的發展，在很多場合下已經能很精確地測量切削力。切削力的測量成了研究切削力的行之有效的手段。目前採用的切削力測量手段主要有：
1.測定機床功率，計算切削力
用功率表測出機床電機在切削過程中所消耗的功率PE後，可按下式計算出切削功率Pm：
Pm=PEηm
在切削速度v為已知的情況下，利用Pm即可求出切削力F。這種方法只能粗略估算切削力的大小，不夠精確。當要求精確知道切削力的大小時，通常採用測力儀直接測量。
2.用測力儀測量切削力
測力儀的測量原理是利用切削力作用在測力儀的彈性元件上所產生的變形，或作用在壓電晶體上產生的電荷經過轉換後，讀出Fz、Fx、Fy的值。在自動化生產中，還可利用測力感測裝置產生的信號優化和監控切削過程。
按測力儀的工作原理可以分為機械、液壓和電氣測力儀。目前常用的是電阻應變片式測力儀和壓電測力儀。
3.切削力的計算機輔助測試
三切削力的經驗公式和切削力估算
目前，人們已經積累了大量的切削力實驗數據，對於一般加工方法，如車削、孔加工和銑削等已建立起了可直接利用的經驗公式。常用的經驗公式約可分為兩類：一類是指數公式，一類是按單位切削力進行計算。
實踐證明，切削力的影響因素很多，主要有工件材料、切削用量、刀具幾何參數、刀具材料刀具磨損狀態和切削液等。

⑶ 已知車削工件的最大直徑轉速和切削力 如何算機床功率

車削工件的最大直徑d=100mm，工件轉速n=300r/min，切削力為F=500N，試計算切削所需功率。

註：用題目所給的已知條件求機床功率是求不出來的。

切削所需功率——P；工件轉速——n；工件直徑——d。

這只是切削這個工件所需的功率，機床的功率遠大於此！

⑷ 【數控車床縱向進給系統設計計算實例】 數控車床

科學技術

數控車床縱向進給系統設計計算實例

翁光助

浙江凱達機床股份有限公司 浙江 諸暨 311800

【摘 要】文中蔽族對於數控機床縱向進給系統設計計算過程作了詳細論述。此設計的數控機床縱向進給系統符合產品設計要求，並達到了設計標准，對於相類產品的設計開發有一定的參考價值。

【關鍵詞】數控車床 縱向進給 設計

數控機床是綜合應用計算機、自動控制、自動檢測及精密機械等高新技術的產物，是典型的機電一體化產品，是機械製造設備中具有高精度、高效率、高自動化和高柔性化等優點的工作母機。它的出現及所帶來的巨大效益，引起世界各國科技界和工業界的普遍重視。發展數控機床是當前我國機械製造業技術改造的必由之路，是未來工廠自動化的基礎。數控車床是數控機床的主要品種之一，數控機床的技術水平高低及其在金屬切削加工機床產量和總擁有量的百分比是衡量一個國家國民經濟發展和工業製造整體水平的重要標志，幾十年來一直受到世界各國的普遍重視並得到了迅速的發展。

數控車床的進給驅動系統的設計包括：按照需要達到的加工精度要求，選擇開環系統、半閉環系統和閉環系統其中之一；傳動系統的設計，包括傳動方式的選擇；滾珠絲桿導程的確定，滾珠絲桿支承選擇；伺服電動機的選擇等過程。以下就是CK6160數控車床的縱向進給設計實例。

1 CK6160數控車床設計要求

主要技術參數： （1）床身上最大回轉直徑：600mm；（2）最大車削直徑：600mm；（3）最大車削長度：1000mm（最大行程：1050mm）；（4）橫向最大行程：350mm；（5）主電機功率：11kw；（6） 主軸最高轉速：2500rpm；（7） X向/Z向參數：快速進給速度16m/8m/min，最小移動單位0.001mm，最小輸入單位0.001mm；（8）其餘：床身為矩形導軌，與其接觸的工作檯面貼塑。

F f ——導軌摩擦阻力，N。 F f =μW

μ——摩擦系數，對滑動導軌取0.04~0.05 W—— Z向工作台總重量

在各種切削方式下，絲杠軸向載荷： F 1=6900+0.05×2000=7000N F 2=3900+0.05×2000=4000N F 3=1400+0.05×2000=1500N 2.2.2 最小載荷F min

最小載荷F min 為數控機床空載時作用於滾珠絲杠的軸向載荷。 此時，Fx =Fy =Fz =0。

F min =F4=μW =0.05×2000=100N 2.2.3最大工作載荷F max

最大載荷為機床承受最大切削力時作用於滾珠絲杠的軸向載荷。

F max =F1=7000N

2.2.4當量載荷F m 與當量轉速n m

當機床工作載荷隨時間變化且此期間轉謹脊速不同時：

F m =3

333

F 1×n 1×t 1+F 2×n 2×t 2+F 3×n 3×t 3

n 1×t 1+n 2×t 2+n 3×t 3

式中：t1、t2、t3分別為滾珠絲杠在轉速n1、n2、n3下，所受軸向載荷分別是F1、F2、F3時的工作時間，見表3.1。

n m =n 1×t 1+n 2×t 2+n 3×t 3=50×20%+100×50%+500×30%=210r /min 70003×50×20%+40003×100×50%+15003×500×30%

210

=3293N F m =3

2、滾珠絲杠副的計算及選型

為了滿足數控機床高進給速度、高定位精度、高平穩性和快速響應的要求，必須合理選擇滾珠絲杠副，並進行必要的校核計算。

計算參數：

縱向工作台總重量 W=2000N 工作台Z 向最大行程 1050mm

縱向快速宏晌弊進給速度 Vxmax=8m/min 定位精度 ±0.01mm 重復定位精度 ±0.005mm 下表1給出了工作台的切削狀況，以此為前提進行傳動部件的設計。

表1 軸向受力狀況

進給速度工作時間百分

切削方式 軸向力(N)

(r/min) 比％

強力切削 6900 50 20 一般切削 3900 100 50 精切削 1400 500 30 2.1 確定滾珠絲杠的導程t 根據機床傳動要求、負載大小和傳動效率等因素綜合考慮確定導程t。先按機床傳動要求確定，其公式為:

t =V x max in x max 式中：Vxmax ——Z向快速進給速度，mm/min；

i——傳動比，因電機與滾珠絲杠副直接聯接，i取1；

n xmax ——驅動電機最高轉速，r/min。

由式t=16000/2000=8mm，取導程t=8mm。 2.2 滾珠絲杠副的載荷及轉速計算 2.2.1 工作載荷F

工作載荷F 是指數控機床工作時，實際作用在滾珠絲杠上的軸向作用力，其數值可用下列進給作用力的實驗公式計算：

對於滑動導軌機床： F=Fzi +Ff

式中：Fzi ——Z方向上的切削分力，N；

2.3確定預期額定動載荷C am 2.3.1按預期壽命時間計算

F m f w

C am =3n m L h

100f a f c

式中： Fm ——滾珠絲杠副當量載荷，N； n m ——當量轉速，r/min；

L h ——預期工作時間，取20000小時； f a ——精度系數，取0.9； f c ——可靠性系數，取1； f w ——負荷系數，取1.2。 所以，C am

=3×××

3239×1. 2

=22095N

100×1×0. 9

2.3.2按預期工作距離計算

C " am =f w ×F m ×s h /f a ×f c =1.2×3239×. 001/8/0. 9×1=2159N

式中：Ls——預期工作距離(Km)；其餘參數與上述3.2.3.1中相同。

根據上述3.2.3.1、3.2.3.2式的計算結果，選取大數值為滾珠絲杠副的預期額定動載荷，即取預期額定動載荷C am =22095N。

2.4 確定滾珠絲杠最小螺紋底徑d 2m

2.4.1估算滾珠絲杠的最大允許軸向變形量δm

δm ≤(3~4)×Δa =0. 00143mm δm ≤(4~)×Δc =0. 0022mm 式中：Δa——重復定位精度，0.005mm；

Δc——定位精度，0.01mm。

取δm 為0.0014=1.43μm。 2.4.2估算滾珠絲杠副的底徑d 2m

由於，滾珠絲杠副的安裝方式為一端固定，另一端游動： d 2m ≥a F L /=0.078×1337. 5/1. 43=23. 9mm

o

m

2010．2 14

科學技術

式中：α——支承方式系數，安裝方式為一端固定，另一端游動時為0.078

δm ——估算的滾珠絲杠最大允許軸向變形量；

F 0——導軌靜摩擦力，其中F 0=μ0W =0. 005×2000=100N ； L——兩個固定支承點中心之間的距離，1337.5mm；

設計時，取d 2m =44mm： 2.5 確定滾珠絲杠副預緊力F p

F p =

17000

F max ==2333N 荷=預緊力+軸向載荷：即P=Fao +Fa

當量動載荷P=7000+4300=11300N

ξ

計算額定動載荷

"

C a =P

60nL h 60×50×20000

=11300×3=27232

N 10×i 10×2可知C r >C r ，所以所選擇的軸承760208TN1符合要求。

4、滾珠絲杠的精度計算

K =

滾珠絲杠選擇：

根據以上計算：預期額定動載荷Cam =22095N；d 2m =44mm；導程t=8mm。選擇漢江機床有限公司絲桿導軌廠生產的FYND-5008-4型浮動內循環滾珠絲杠。滾珠絲杠的為公稱直徑為50mm；導程8mm；動載荷Ca =30107N；靜載荷Cao =94637N；接觸剛度2095(N/μm)；滾珠絲杠採用中預緊方式裝配。且在上述計算中，預期額定動載荷Cam =22095N

2.6 滾珠絲杠校核

對上述所選取的FYND-5008-4型滾珠絲杠進行以下幾個參數的校核驗算：

2.6.1滾珠壓桿穩定性計算

4

F c =K 1K 2105D 2/L 2c 1≥F a max

式中：K1——安全系數，水平安裝取1/3；

D 2——絲桿底徑=D0-0.6495l=50-0.6495×8=44.804mm； L c1——絲桿最長受壓長度，1213mm;

F amax ——滾珠絲桿副受最大軸向力，7000N

F =K K 105D 4/L 2=1/3×15. 1×105×44. 8044/12132=182580≥F =7000

c

1

2

2

c 1

a max

滾珠絲杠的抗壓剛度：

πd 2E

4L

5

式中：E —— 楊氏彈性模量，取2.1×10 N／mm

L——兩個固定支承之間的距離，mm；

L≈行程＋安全行程＋兩個余程＋螺母長度＋一支承長度 當導軌運動到兩極位置時，有最大和最小拉壓剛度，其中L 值分別為67.5mm 和1400mm,則：

πd 2E π×502×2. 1×105

K max =

4L

=

4×67. 5

=6108652. 4N /μm

K min =

πd 2E 4L

=

π×502×2. 1×105

4×1400

=294524. 3N /μm

滾珠絲杠螺母的接觸剛度為：KC =2095/μm，滾珠絲杠用軸承

的軸向接觸剛度K T =1180 N/μm。

算得最小機械傳動剛度：

K 0mim =

11

==752. 9N /μm

最大機械1/K min +1/K C +1/K T 1/294524. 3+1/2095+1/1180

傳動剛度：

K 0max =

1/K max

1

由上式右知Fc 遠遠大於Famax ，所以可行。

2.6.2 滾珠壓桿極限轉速計算 n =107fd /L 2

c

2

c 2

11

==754. 7N /μm

+1/K C +1/K T 1/6108652. 4+1/2095+1/1180

⎞1⎞⎛1⎟⎟=100⎜−⎟=0. 00032μm

⎝⎠⎠

因此得到因為機械傳動裝置所引起的定位誤差：

δk =F 0⎜⎜

⎛⎝K 0min

−1

K 0max

式中：f——支承系數，取15.1；

D 2——絲桿底徑=D0-0.6495l=50-0.6495×8=44.804mm； L c2——絲桿臨界轉速計算長度=1174.5mm;

7

n c =107fd 2/L 2c 2=10×15. 1×44. 804/1174. 52=4904r /min >nmax =2000r/min

2.6.3 校驗dn 值

d n =50×2000=10000≤70000

max

式中：d0——絲桿公稱直徑mm；nnax ——絲桿最高轉速，2000r/min

2.6.4 驗算額定靜載荷C0a

f s F max ≤C 0a

式中：f s ——靜態安全系數，一般取1～2，有沖擊及振動時取2～3，這里取2；

F max ——滾珠絲桿副受最大軸向力 C oa =2×7000N=14000N≤30107N。

3、滾珠絲杠支撐專用軸承的選型

支撐滾珠絲杠的專用軸承的選用計算過程如下：

對於任何所選用軸承型號，其基本額定動載荷Ca 值必須滿足下式要求：

ξ

C a ≥C =P a

60nL h 10×i N

式中，i ——一組軸承中的軸承個數；

P —— 當量動載荷；

ξ—— 壽命指數，球軸承ξ＝3，滾子軸承ξ＝3.333; ′

L h ——預期使用壽命；

n —— 計算轉速，單位為轉／分。

可知所要選擇的角接觸球軸承的工作情況為：絲杠螺母軸用一對角接觸球軸承背對背方式支承，另一端用深溝球軸承支承。當轉速n＝50r／min，軸向載荷F a ＝7000N，有沖擊，軸頸為直徑40mm，

′

軸承預期使用壽命Lh ＝20000h，可靠度90％，脂潤滑。根據這些情況可進行角接觸軸承型號的選擇計算。

首先，預選角接觸球軸承方案進行計算，由手冊查得軸承數據如下：

軸承的參數表

額定動載荷Ca 額定靜載荷軸向剛度預載荷Fao

RaN/μm N N C oa N

760208TN1 37500 64000 1180 4300 軸承型號

D/mm40

其中F 0為摩擦力。因為本設計選用的是1級滾珠絲杠，其任意

300mm 的導程公差為±6μm，機床定位精度0.012mm/300mm。所以可以滿足由於傳動剛度所引起的定位誤差小於(1/3~1/5)機床定位精度的要求。(當然，定位精度還可以通過數控系統補嘗的方式進行校正。)

經以上驗算，漢江機床有限公司絲桿導軌廠生產的FYND-5008-4型浮動內循環滾珠絲杠，符合設計要求。

5 伺服電機的選型

伺服電機的動態力矩一下子很難確定，我們往往先確定電機的靜力矩。靜力矩選擇的依據是電機工作的負載，而負載可分為慣性負載和摩擦負載二種。單一的慣性負載和單一的摩擦負載是不存在的。直接起動時（一般由低速）時二種負載均要考慮，加速起動時主要考慮慣性負載，恆速運行進只要考慮摩擦負載。一般情況下，靜力矩應為摩擦負載的2-3倍內好，靜力矩一旦選定，電機的機座及長度便能確定下來（幾何尺寸）。

所選用的伺服電機要驅動的負載扭矩主要計算如下： 5.1正常狀況下電機驅動扭矩T m T m =Ta +Td +Tb

式中：Ta ——順向切削扭矩；Td——預壓扭矩；Tb ——軸承扭矩

5.1.1順向切削扭矩Ta

mm

式中： Fb ——軸向負荷，(Fm +μW =3239+0.05×2000N)；

； l——絲桿導程；η1——機械效率（0.9-0.95）

5.1.2 預壓扭矩Td

32930. 2××8mm Kp ×P ×l

2πη

1

T a =

F p ×l

=

(3239+100) ×8

=4723. 7N

2π×0. 9

Td =

=

=294. 6N

由於滾珠絲杠球軸承主要承受軸向載荷，因此其軸向當量動載

式中：Kp ——預壓系數0.1-0.3；P——軸向負荷；l——絲桿

導程；

5.1.3軸承扭矩T b 查得T b =98Nmm 所以，正常狀況下電機驅動扭矩：

T m =4723.7+294.6+98=5116.3Nmm=5.1163Nm 5.2 加速狀況下電機驅動扭矩T』 T』=(J1+J2+J3)×α

152010．2

J 2=

1

W s 2g

1Dn 50=×18×=0. 57kgf . mm . sec 2

2×9800本文通過對數控車床系統設計中的一個部份進行了詳盡的計算，為數控機床的開發設計提供了一種明確的計算的方法，對開發數控機床有一定的參考價值。

參考文獻

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[5] 吳義榮,何超龍 .我國數控技術的現狀及發展趨勢[J].現代製造,2005，6（4）：75－76.

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[7] 現代製造工程，北京：現代製造工程雜志社,2008年第2期P1-4.

[8] 董愛梅.教學型微型銑床的機械繫統設計[J].機械研究與應用,2005,4:76-79.

在模型中，位置P 24描述的是系統在接收到戰場損毀報告進行二次敵情分析後的狀態，這種二次分析屬於比較簡單的分析，也即對任務完成情況的一個判斷。若通過分析，判斷任務已經完成，則將情況上報即T 32；若通過分析，判斷任務並未完成，則將打擊後的信息轉到敵情分析重新進行分析和火力分配、火力打擊。因為二次敵情分析和敵情分析都是在團指揮所內部發生的，所以在系統模型中T 31屬於輔助變遷，並不具備實際意義。另外需要說明的是，變遷T 0視為輸入變遷，即能源源不斷的輸入托肯；變遷T 32則視為輸出變遷，即能源源不斷的吸收托肯。這幾個輔助變遷時間區間都設為[0,0]，但為了體現其時間特性仍採用時間變遷表示。

式中： Ws ——絲桿重量kg；Dn——絲桿公稱直徑mm； 5.2.3負荷慣性矩計算（J3）

J 3=

W

g

l 22000/9. 882

=×=0. 03kgf . mm . sec

98002π2π

2

式中： W——工作台總重量kg；l——絲桿導程mm；

所以，加速狀況下電機驅動扭矩： T』=(J1+J2+J3)×α=(1.3+0.57+0.03)×100=190kgf·mm=1.862Nm 5.3總電機扭矩T max

T max = Ta ＋T』=5.1163+1.862=6.9783Nm

取電機安全系數為2，則安全電機扭矩2T max =13.9566Nm 根據以上的計算：電安全機扭矩2T max =13.9566Nm。選擇伺服電機：GK6080-6AC31，GK6交流永磁同步伺服電機，額定轉速

-32

2000rpm，靜轉矩16Nm，轉動慣量2.67×10kgm 。由於2Tmax=13.9566Nm

6、聯軸器的選用

根據電機的轉矩16NM以及兩介面尺寸選擇，易聯的聯軸器型

號為e-Link EL1-45 32/32：靜轉矩45Nm。

（上接第11頁）

表2.1 變遷和位置描述的行為及狀態

變遷 描述的行為 位置 描述的狀態

T0 T1 T2 T3 T4～7

火力分配 導彈營接收命令 同時接收命令 高炮營接收命令 無實際意義

P0 P1,P2 P3,P4 P5 P6

火力分配完成 無實際意義 無實際意義

導彈營接收命令完成 高炮營接收命令完成

在全選擇關系結構中，引入了一個並發關系結構，用以描述系統同時命令導彈營和高炮營進行打擊的這一系統行為。同時增加了兩個輔助用的匯合關系結構，增加了T 4～7四個輔助的瞬時變遷。在這個模型結構中位置P 1、P2、P3、P4都是輔助用的位置，並無實際的意義。通過增加這些輔助變遷和輔助位置，使得雖然全選擇關系模型結構和單一選擇模型結構發生了變化，但位置和對應的系統行為的狀態並沒有增加或減少。

在該模型結構中，T2描述的是導彈營和高炮營同時接收命令的

[4]

這一行為。對於T 2的使能時間計算如下：

若D (t 1)=⎡⎣EFT (t 3), LFT (t 3)⎤⎦，則 ⎣EFT (t 1), LFT (t 1)⎤⎦，D (t 3)=⎡

⎤D (t 2)=⎡max EFT t , EFT t , max LFT t , LFT t ()()()(){}{}1313⎣⎦假設變遷

T 1和T 3的使能時間分別為[10,25]和[8,20]，單位為秒。則根據上面的式子可以知道，T2的使能時間為[10,25]。

4、結語

本文以流程圖與模型結構的對應關系為研究重點，給出了Petri 網建模過程中模型結構的一個建立過程。並通過一個外軍防空團火力系統的建模，充分的證明了該構建方法的准確性及優越性。該建模方法為解決大型系統的模型建立的准確性提供了一種新的思路，

4

在C ISR 系統的建模及其他復雜系統的建模中，有較高的參考價值。

參考文獻

[1]劉曙陽,程萬祥.C3I系統開發技術.北京:國防工業出版社,1997.

[2]羅雪山,張維明.C3I系統理論基礎.長沙:國防科技大學出版社,2000.

4

[3]蘇偉.基於HLA 的C ISR 系統模擬設計方法與支持工具研究.國防科技大學碩士論文，2002.

[4]林闖.隨機Petri網和系統性能評價.北京:清華大學出版設,2005.

3、基於時間Petri 網的防空團模型結構

根據上面的分析，可以得出該外軍防空團火力打擊系統的時間Petri 網模型如下圖3.1所示。

圖3.1 外軍防空團火力打擊系統模型

2010．2

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⑸ 滾動絲杠的行程怎樣計算

如果導程是5mm ，絲搏襪杠侍陸旋轉一周，老銀頃螺母向前行程則是5mm。
導程是10mm，旋轉一周，螺母向前行程則是10mm。應該是這樣的吧。

⑹ 如何計算切削功率

切削力一般通過兩種方法獲得：1）用測力儀測得；2）通過經驗公式計算。
切削力的經驗公式一般可從切削加工手冊之類的書上找到，通常包含切削用量、刀具材料、工件材料、刀具幾何角度、具體工況等條件，關鍵是找到合適的手冊。
對於三面刃銑刀，其切削刃有三個，前刀刃是主切削刃，左右兩側刃是副切削刃，切削力主要由前刃承擔。相同的，前刃消耗絕大多數切削功率。因此，首先，查手冊，查得前刃的切削力經驗公式，結合你的具體工況，計算出主切削力，然後根據公式：p=f×v=f×pi×d×n/1000，其中v是切削速度，d是刀具直徑，n是主軸轉速，p是切削功率，由此可得切削功率。

⑺ 絲杠的軸向切削力是什麼用於計算扭矩

提問

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怎樣計算滾珠絲杠驅動扭矩及電機功率

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山東百聯機床銷售有限公司

知道合夥人 推薦於 2018-07-28

在機械設備裡面，滾珠絲杠驅動扭矩及電機功率的計算十分重要，這篇文章將介紹這方面的經驗知識。
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速運行，非精確計算可以套用以下公式：Ta=（Fa*I）/（2*3.14*n1）
式中
Ta：驅動扭矩kgf.mm；
Fa：軸向負載N（Fa=F+μmg， F：絲杠的軸向切削力N，μ：導向件的綜合摩擦系數，m：移動物體重量(工作台+工件)kg，g:9.8 ）；
I：絲杠導程mm；
n1：進給絲杠的正效率。
2
假設工況：水平使用，伺服電機直接驅動，2005滾珠絲杠傳動，25滾珠直線導軌承重和導向，理想安裝，垂直均勻負載1000kg，求電機功率：
Fa=F+μmg，設切削力不考慮，設綜合摩擦系數μ=0.1，得Fa=0.1*1000*9.8=980N；
Ta=（Fa*I）/（2*3.14*n1），設n1=0.94，得Ta=980*5/5.9032≈830N.mm=0.83N.M
根據這個得數，可以選擇電機功率。以台灣產某品牌伺服為例，查樣本得知，額定扭矩大於0.83N.M的伺服電機是400W。（200W是0.64N.M，小了。400W額定1.27N.M，是所需理論扭矩的1.5倍，滿足要求）
當然咯，端部安裝部分和滾珠絲杠螺母預壓以及潤滑不良會對系統產生靜態扭矩，也稱初始扭矩，實際選擇是需要考慮的。另外，導向件的摩擦系數不能單計理論值，比如採用滾珠導軌，多套裝配後的總摩擦系數一定大於樣本參數。而且，該結果僅考慮驅動這個靜止的負載，如果是機床工作台等設備，還要考慮各向切削力的影響。
若考慮加速情況，較為詳細的計算可以參考以下公式（個人整理修正的，希望業內朋友指點）：
水平使用滾珠絲杠驅動扭矩及電機功率計算：
實際驅動扭矩：T=(T1+T2)*e
T：實際驅動扭矩；
T1：等速時的扭矩；
T2：加速時的扭矩；
e：裕量系數。
等速時的驅動扭矩：T1=（Fa*I）/（2*3.14*n1）

⑻ 伺服電機的負載計算

負載轉矩的計算，負載轉矩的計算方法脊消加到伺服電機軸上的負載轉矩計算公式，因機械而異。但不論何和折算到電機軸上的負載轉矩。

通常,折算到伺服電機軸上的負載轉矩可由下列公式計算：Tl=(F*L/2πμ)+TO。

一、伺服電機的負載計算公式中的符號含義：

l：折算到電機軸上的負載轉矩(N.M);

F：褲汪軸向移動工作台時所需要的力;

L：電機軸每轉的機械位移量(M);

To：滾珠絲杠螺母，軸承部分摩擦轉矩折算到伺服電機軸上的值(

M：驅動系統的效率

F：取決於工作台的重量，摩擦系數,水平或垂直方向的切削力，是否使用了平衡塊(用

無切削時:F=μ*(W+fg),切削時:F=Fc+μ*(W+fg+Fcf)。

(8)縱向切削力算工作負載擴展閱讀：

一、伺服電機的負載計算舉例：

按線性加減速時加速轉矩計算如下:

Ta=(2πVm/60*104)*1/ta(Jm+JL)(1-e-ks。ta)

Vr=Vm{1-1/ta.ks(1-e-ksta)Ta加速轉矩(N.M)Vm快速移動時的電機轉速(r/min)Ta加速時間

(sec)Jm電機慣量(N.m.s2)兒負載慣量(N.m.s2)Vr加速轉矩

二、選型計算：胡野仔

轉速和編碼器解析度的確認。

電機軸上負載力矩的折算和加減速力矩的計算。

計算負載慣量，慣量的匹配，安川伺服電機為例，部分產品慣量匹配可達50倍，但實際越小越好，這樣對精度和響應速度好。

再生電阻的計算和選擇，對於伺服，一般2kw以上，要外配置。

電纜選擇，編碼器電纜雙絞屏蔽的，對於安川伺服等日系產品絕對值編碼器是6芯，增量式是4芯。

參考資料來源：網路-伺服電機

⑼ 液壓負值負載解釋

在液壓系統設計中工作負載與系統的工作性質猜頌有關，它可能是定值，也可能是變值。一般工作負載是時間的函數，即Ft = f (t)，需根據具體情況分析決定。如機床進給系統，其工作負載就是沿進給方向的切削分力，若負載方向與進給方向相反，如穗備鄭鑽、鏜、擴、攻絲時沿進給方向的切削力（亦稱切削阻力）稱正值負載。負載方向與進給方向相滾悶同，如順銑的切削阻力稱負值負載。切削阻力值的大小由實驗測出或按切削力公式估算。

⑽ 設計數控車床時，縱橫向的切削力如何確定

利用切削力公式，但是要考慮加工材料 切削量，刀具幾何參數刀具材料，切削液，刀具磨損等，是一個較為復雜的理論，建議看金屬切削原理。如果不是很嚴謹，可以直接用公式算出。

切削力計算的經驗公式
通過試驗的方法，測出各種影響因素變化時的切削力數據，加以處理得到的反映各因素與切削力關系的表達式，稱為切削力計算的經驗公式。在實際中使用切削力的經驗公式有兩種：一是指數公式，二是單位切削力。
1 ．指數公式
主切削力 (2-4)

背向力 (2-5)

進給力 (2-6)

式中 Fc ————主切削力（ N）；

Fp ———— 背向力（ N）；
Ff ———— 進給力（ N）；

Cfc 、 Cfp 、 Cff ———— 系數，可查表 2-1；
xfc 、 yfc、 nfc、 xfp、 yfp、 nfp、 xff、 yff、 nff ------ 指數，可查表 2-1。

KFc 、 KFp 、 KFf ---- 修正系數，可查表 2-5，表 2-6。
2 ．單位切削力

單位切削力是指單位切削麵積上的主切削力，用 kc表示，見表 2-2。
kc=Fc/A d=Fc/(a p•f)=F c/(b d•h d) (2-7)
式中 AD -------切削麵積（ mm 2）；

ap ------- 背吃刀量（ mm）；

f - ------- 進給量（ mm/r）；

hd -------- 切削厚度（ mm ）；
bd -------- 切削寬度（ mm）。
已知單位切削力 kc ,求主切削力 Fc
Fc=kc•ap•f=kc•hd•bd (2-8)
式 2-8中的 k c是指 f = 0.3mm/r 時的單位切削力，當實際進給量 f大於或小於 0.3mm /r時，需乘以修正系數 Kfkc。