立式加工中心滑座及X向进给系统结构设计【说明书+CAD】
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沈阳工学院毕业设计说明书沈 阳 工 学 院毕业设计说明书题 目:立式加工中心滑座及X向进给系 统结构设计 学 院: 机械与运载学院学院 专 业: 机械设计制造及其自动化 学生姓名: 赵酿 指导教师: 林剑峰 2016 年 5 月 15 日II摘 要数控机床是装备制造业的基础,一个国家数控机床业的水平已经成为衡量该国制造业水平、工业现代化程度的重要标志。立式加工中心是数控机床的集中体现,对它进行研究,可深入了解数控技术及数控机床。但是立式加工中心的工作性能受机床进给系统、滑座等功能部件的直接影响。设计合理的进给系统,滑座结构对提高立式加工中心工作性能有重要的意义。本文主要研究内容如下:(1) 本文对VMC850滑座进行了结构设计及精度设计,并进行了进行了静力计算及有限元分析。(2) 本文对VMC850X向进给系统进行了总体方案设计与零部件设计。(3) 本文对VMC850X向进给系统中伺服电机进行了选择计算与校核。(4) 本文对VMC850X向进给系统中滚珠丝杠副进行了选择计算与校核。(5) 本文对VMC850X向进给系统中滚动轴承进行了选择计算与校核。(6) 本文对VMC850X向进给系统中直线导轨进行了选择计算与校核。关键词:立式加工中心;滑座;X向进给系统;滚珠丝杠;伺服电机AbstractThe computer numerical control machine tools is the basis of the equipment manufacturing industry.The level of the CNC machine tools industry has become an important symbol to measure the level of the countrys manufacturing industry and the degree of modernization.The vertical machining center is the embodiment of the CNC machine tools. By research it, we can have in-depth understanding of CNC technology and CNC machine tools. But the work performance of the vertical machining center is directly effected by the main function components of vertical machining center, such as the feed system and the slide , etc. The reasonable design of the feed system and the Reasonable structural design of the slide is beneficial to improve the working performance of the Vertical machining center. The main content of this paper as follows:(1)The structural design and precision design of the slide,the force calculation and analysis of the slide,and finally the finite element analysis of the slide.(2)The overall program design and the parts design of the X feed system . (3)The calculate and check of the servo motor of the X feed system. (4)The calculate and check of the ball screw of the X feed system. (5)The calculate and check of the rolling bearing of the X feed system. (6)The calculate and check of the linear guideway of the X feed system. Key words: The vertical machining center;slide;X feed system;ball screw;servo moto沈阳工学院毕业设计说明书目录1 绪论11.1 国产数控机床现状11.2 立式加工中心的特点21.3 研究的意义31.4 本论文的内容42 滑座结构设计52.1 滑座材料选择62.2 滑座结构62.2.1 滑座截面设计62.2.2 滑座肋布置82.2.3 滑座上圆孔和方孔设计92.2.4 滑座壁厚及肋厚度计算102.2.5 滑座最终结构112.3 滑座的静力计算122.4 滑座有限元分析123 X向进给系统设计与分析173.1 X向进给系统总体方案设计173.1.1 技术参数173.1.2 X向进给系统结构及工作原理173.2 滚珠丝杠副的设计计算183.2.1 导程Ph的确定193.2.2 当量载荷及当量转速的计算203.2.3 预期额定动载荷的确定223.2.4 允许最大轴向变形的估算233.2.5 底径d2的估算233.2.6 预紧力Fp的计算243.2.7 其它尺寸的确定243.3 伺服电机的选择计算243.3.1 作用在滚珠丝杠副上转矩的计算253.3.2 负荷转动惯量及传动系统转动惯量的计算263.3.3 加速转矩Ta和最大加速转矩Tam273.3.4 电机的最大启动转矩273.3.5 电机连续工作时的最大转矩273.3.6 电机输出轴直径的计算283.3.7 联轴器的选择283.4 滚动轴承的选择计算283.4.1 初选轴承型号283.4.2 计算轴承的径向载荷Fr和轴向载荷Fa293.4.3 计算当量动载荷Pa和当量静载荷Pao293.4.4 计算寿命L10h303.4.5 校核静载荷313.4.6 校核动载荷313.4.7 校核极限转速313.4.8 游动端轴承的选用323.5 滚珠丝杠的校核323.5.1 传动系统刚度计算323.5.2 传动系统刚度验算343.5.3 滚珠丝杠副压杆稳定性的效验343.5.4 滚珠丝杠副极限转速的校验353.5.5 Dn值校验353.5.6 额定静载荷校验363.6 直线导轨的选用363.6.1 初选导轨型号373.6.2 校核静安全系数fs373.6.3 计算导轨寿命383.6.4 确定导轨型号394 滑座精度要求404.1 滑座加工几何精度要求404.2 滑座装配几何精度要求415 总结43致 谢44参考文献45V沈阳工学院毕业设计说明书1 绪论装备工业是制造业和国民经济产业的基础,数控技术及装备技术是制造工业的重要基础。数控技术是运用电脑程序控制机器,按照提前编写的程式对零件进行自动加工,对制造业实现柔性自动化、集成化和智能化起着举足轻重的作用。数控装备是依靠数控技术为代表的新技术对传统以及新兴制造业的侵蚀从而产生机电一体化的产品。数控技术作为生成自动化的重要基础,是现代制造设备的重中之重,是我国工业和工业自动化的重要技术手段。加工中心从数控铣床发展而来的,具有自动交换加工刀具的能力,通过在刀库上安装不同用途的刀具,可在一次装夹中通过自动换刀装置改变主轴上的加工刀具,实现多种加工功能。与普通数控机床相比,其优点为:大大的减少了工装数量加工质量稳定,加工精度高,重复精度高,极大的提高了生产效率。加工中心按照主轴轴线与工作台设置方式不同分为立式加工中心与卧式加工中心。立式加工中心是指主轴轴线与工作台垂直设置的加工中心,主要适用于加工板类、盘类、模具及小型壳体类复杂零件。立式加工中心一般具有三个直线运动坐标轴,并可在工作台上安装一个沿水平轴旋转的回转台,用以加工螺旋线类零件。立式加工中心能完成铣削、镗削、钻削、攻螺纹和用切削螺纹等工序。立式加工中心最少是三轴二联动,一般可实现三轴三联动。有的可进行五轴、六轴控制。立式加工中心立柱高度是有限的,对箱体类工件加工范围要减少,这是立式加工中心的缺点。但立式加工中心工件装夹、定位方便;刃具运动轨迹易观察,调试程序检查测量方便,可及时发现问题,进行停机处理或修改;冷却条件易建立,切削液能直接到达刀具和加工表面;三个坐标轴与笛卡儿坐标系吻合,感觉直观与图样视角一致,切屑易排除和掉落,避免划伤加工过的表面。 1.1 国产数控机床现状数控机床是当代装备制造业的基础,国产数控机床经历了30年的发展,期间发展迅猛,并且已运用到各行各业中。国内产品可谓百花齐放,在国际机床展会均有亮相,达到世界先进水平。虽然国产数控机床与国际先进水平差距逐渐缩小,但由于中国制造工业起步晚,技术水平和基础相对落后,数控机床的性能、水平和可靠性与工业发达国家相比,还存在一定的差距。目前主要问题有:1、核心技术严重缺乏目前国内能做的中、高端数控机床,多数处于组装和制造环节,关键零部件和关键技术主要依赖进口,未掌握其核心技术。数控功能部件是另一个薄弱环节。功能部件是构筑21世纪现代数控机床的基础,其性能和价格决定了数控机床的性能和价格。国产数控机床的主要故障大多出在功能部件上,它是影响国产数控机床使用的主要根源。从国产数控机床的开发和使用来看,功能部件急需技术攻关。2、技术创新和成果转化与市场脱节适销对路的产品是企业在市场竞争中取胜的根本,技术创新是产品满足市场需要的关键。目前,国内多数企业在技术创新方面都不重视,也没有明确的市场定位,只是参考模仿主流技术。数控机床产业自身发展还是要靠人才培养来提高,企业素养也很重要。虽然近年来的改制、改组有一些初步成效,但这些成就来之不易。所以在市场需求巨大的形势下,要看清趋势,稳健求发展,重点抓能力。我国要成为制造大国,而非加工大国,这是机床行业要重视的,否则可能造成科技攻关的新产品与发达国家产品的差距很大,白白浪费有限的人力物力。其次在技术创新取得成果后,推广缺乏市场化的全面安排。不健全的质量保证体系、未制定的相应规范和标准以及严重滞后的制造工艺研究使得国产数控机床市场占有率逐年下降。1.2 立式加工中心的特点1、机床的刚度高、抗振性好。为了满足立式加工中心自动化、高速度、高精度、高可靠性的要求,立式加工中心的静刚度、动刚度和机械系统的阻尼比都高于普通机床(机床在静态力作用下缩表现的刚度称机床的静刚度;机床在动态力作用下缩表现的刚度称为机床的动刚度)。2、机床的传动系统结构简单,传递精度高、速度快。立式加工中心传动装置主要有三种,即滚珠丝杠副、静压蜗杆蜗母条、预加载荷齿轮双齿轮齿条。它们由伺服电动机直接驱动,省去齿轮传动机构,传递精度高、速度快。一般速度可达15m/min,最高可达100m/min。3、主轴系统结构简单,无齿轮箱变速系统(特殊的也只保留(12)级齿轮传动)。主轴功率大,调速范围宽,并可无级调速。目前立式加工中心95%以上的主轴传动都采用交流伺服系统,速度可从(1020000rpm)无级调速。驱动主轴的伺服电动机功率一般都很大,都是普通机床的12倍,由于采用了交流伺服主轴系统,主轴电机的功率虽然大,但输出的功率与实际功率消耗功率保持同步,不存在大马拉小车那种浪费电力情况,因此其工作效率最高,从节能角度看,加工中心又是节能型的设备。4、加工中心的导轨都采用了耐磨损材料和新结构,能长期的保持导轨的精度,在高速重切削下,保证运动部件不振动,低速进给时不爬行及运动中的高灵敏度。导轨采用刚导轨、淬火硬度57HRC,与导轨配合面用聚四氟乙烯贴层。这样处理的优点:(1)摩擦系数小;(2)耐磨性好;(3)减振消声;(4)工艺性好。综合以上优点,可知立式加工中心的精度寿命比一般的机床高。5、设备有刀库和换刀结构。这是加工中心与数控铣床和数控镗床的主要区别,使立式加工中心的功能和自动化加工能力更强了。立式加工中心的刀库容量少的有几把,多的达几百把。这些刀具通过换刀结构自动调用和更换,也可通过控制系统对刀具寿命进行管理。6、控制系统安全。它不但可对刀具的自动加工进行控制,还可对刀库进行控制管理,实现刀具自动交换。有的立式加工中心还具有多个工作台,工作台可自动交换,不但能对对一个工件进行自动加工,而且还可对一批工件进行自动加工。随着加工中心控制系统的发展,其智能化的程度越来越高,如FANUC16,系统可实现人机对话、在线自动编程,通过彩色显示器与手动操作键盘的配合,还可以实现程序的输入、编辑、修改、删除,具有前台操作、后台编辑的前后台功能。加工过程中实现在线检测,检测出的偏差可自动修正,保证工件加工一次成功,从而可防止废品产生。1.3 研究的意义滑座是立式加工中心的主要组成部分,其强度、刚度、热变形、基本阶固有频率在很大程度上影响机床的性能。为提高立式加工中心性能,降低成本必须设计结构合理的滑座。X向进给系统的设计是立式加工中心设计进给系统的一部分,其设计准确度直接影响到立式加工中心加工零件的精度。在科技水平日益提高的今天,准确设计立式加工中心进给系统尤为重要。1.4 本论文的内容本毕业设计说明书共分为五章。第一章 绪论介绍国产数控机床现状,并对本次设计设计的意义及目的做以说明。第二章 滑座结构设计主要介绍滑座的设计思路及方法,包括滑座材料选择,滑座结构,同时对滑座进行受力计算和分析。第三章 X向进给系统设计与分析主要介绍X向进给系统总体方案设计,滚珠丝杠副的选择计算及校核,伺服电机的选择计算及校核,直线导轨的选择计算及校核。第四章 主轴系统和立柱精度要求主要介绍滑座的加工几何精度要求、装配几何精度要求。第五章 总结给出本文的主要结论。42 滑座结构设计 滑座是立式加工中心的重要基础构件,其结构及布局是否合理将直接影响机床的加工质量和生产率。如图2.1所示,工作台通过X向导轨及滑块安装在滑座上,在X向进给系统的带动下可在X向导轨上沿X向运动。滑座通过Y向导轨及滑块安装在床身上,在Y向进给系统的带动下可在Y向导轨上沿Y向运动。在X、Y向进给系统的配合下,立式加工中心可在XY平面内加工出复杂零件的曲线轮廓。图2.1 滑座与周围部件连接图1、 滑座 2、工作台 3、床身 4、X向丝杠 5、X向导轨与滑块 6、X向电机座 7、Y向丝杠 8、Y向导轨与滑块 9、Y向电机座静态时滑座主要承受工作台的重力,在立式加工中心加工工件过程中,刀具及工件之间的相互动态力沿着工作台传递给滑座并使之振动,所以滑座不仅受到静态力作用还受到动态力作用。考虑到立式加工中心的加工质量及生产率,对滑座的基本要求有以下几点:(1)应具有足够的刚度和较高的刚度质量比,后者在很大程度上反应了设计的合理性;(2)应具有较好的动态特性;(3)应使整机的热变形较小;(4)应该排屑畅通、吊运安全,并具有良好的工艺性,以便于制造和装配。2.1 滑座材料选择灰铸铁材料易于铸造,且加工性好、制造成本低,并具有良好的耐磨性和减震性。可选择HT250作为滑座的材料。HT250是珠光体类型的灰铸铁,具有很好的流动性,体收缩和线收缩小,容易获得形状复杂的铸件,但铸件需进行人工时效处理。在铸造过程中加入少量磷、钛、钒等合金元素可提高耐磨性能。2.2 滑座结构在上面,本文已经分析立式加工中心滑座受力工况。滑座主要承受由重力产生的弯矩、压应力,由加工产生的动态力。因此结构必须具有较高的抗弯惯性矩。2.2.1 滑座截面设计参考机械设计手册-单行本 机架、箱体、导轨,零件的抗弯、抗扭强度和刚度除了与截面面积有关外,还取决于截面形状。因此在设计过程中,合理的改变滑座截面形状,增加其惯性矩和截面系数,可以提高滑座的强度和刚度,从而充分的发挥材料的作用。因此正确选择截面形状是结构设计中的一个重要问题。表2.1列举了截面积相等而截面形状不同的等截面杆的抗弯和抗扭惯性矩的相对值。相对值是以圆形截面惯性矩为对比基准,其他惯性矩与之相比得到的相对值。表2.1 常见截面的抗弯、抗扭惯性矩比值截面形状(面积相等)抗弯惯性矩相对值抗扭惯性矩相对值截面形状(面积相等)抗弯惯性矩相对值抗扭惯性矩相对值111.040.883.032.894.130.435.045.373.451.276.320.076.903.987.350.82190.09由表2.1惯性矩的相对值可以看出,圆形截面具有较高的抗扭刚度,但是抗弯刚度较差,故宜用于受扭为主的零件结构设计。工字形截面的抗弯刚度最大,但是抗扭刚度很低,故宜用于纯弯零件结构设计。矩形截面抗弯、抗扭分别低于工字形和圆形截面,但是其综合刚度最好。(各种形状的截面,其封闭空心截面的刚度比实心截面的刚度大)另外,截面面积不变,加大外形轮廓尺寸,减小壁厚,也使材料原理中性轴的位置,提高截面的抗弯和抗扭刚度。封闭截面比不封闭截面得抗扭刚度高的多。工作台经滑块、导轨传递给滑座的力主要集中在滑座两侧,所以滑座主要是弯曲扭矩,故其抗弯刚度必须得高,可采用工字型截面形状设计。最终滑座的截面设计结果如图2.2所示。图2.2 滑座截面图2.2.2 滑座肋布置 参考机械设计手册-单行本 机架、箱体、导轨,肋分为肋板和肋条两种。肋条只有有限的高度,不能连接整个截面,所以在设计中选用肋板作为加强肋。1、在滑座截面中布置肋的作用(1)可以提高滑座的强度、刚度和减轻滑座的质量。(2)由于滑座采用薄壁矩形截面,布置肋可以减少滑座截面畸变,在大面积的薄壁上布肋可缩小局部变形和防止薄壁振动及降低噪声。(3)滑座采用铸造工艺,肋可使铸件壁厚均匀,防止金属堆积而产生缩孔、裂纹等缺陷;作为补缩通道,扩大冒口的补缩范围;改善铸型的充满性,防止出现夹沙等缺陷。(2) 散热。2、在滑座截面中合理布置肋的原则(1) 肋的布置应有效提高滑座的强度和刚度。为有效的提高滑座抗弯刚度肋应该布置在弯曲平面内;为使载荷分布均匀,肋的布置应有利于将局部载荷传递给其他壁板;为提高滑座强度,带孔肋应避免布置在滑座主传力肋板的位置上。(2)肋的布置应考虑弹性匹配。在设计过程中,滑座刚度设计应考虑弹性匹配,否则将影响整个立式加工中心的性能。(3)肋的布置应考虑经济性。在强度、刚度满足条件的前提下,应选用材料消费少、焊接费用低的布肋方式。3、肋板的布置形式对滑座的影响如表2.2示。表2.2 布置对封闭式箱体结构刚度的影响序号模型弯曲刚度指数(X-X)扭转刚度指数11.01.021.161.4431.021.3341.111.6751.132.02根据表2.2可知,采用多纵向肋布置方式可有效提高滑座的抗弯刚度。2.2.3 滑座上圆孔和方孔设计由于结构上和工艺上的要求,在滑座壁上往往会开一些孔。这些孔的形状、大小和位置对滑座的刚度均有一定的影响。图2.3表面在弯矩、扭矩作用下,圆孔对箱型截面梁刚度的影响。从中可以发现,梁的刚度随着孔的直径变大而减小,当D/H0.4时,刚度明显下降;同时梁中性轴附近的孔对零件刚度的影响要小于远离中性轴孔。综合考虑其对主轴箱铸造性能和刚度的影响,主轴箱的圆孔尽量靠近中性轴。弯矩图2-3 孔的位置和直径对箱形截面梁刚度的影响2.2.4 滑座壁厚及肋厚度计算滑座壁厚的选择取决其强度、刚度、材料、铸件尺寸、质量、和工艺等因素。参考机械设计手册,按照当前工艺水平,铸铁件的壁厚可按表2.3根据当量尺寸N选择。当量尺寸计算公式如下:式2-1式中:当量尺寸 铸件的长度(m) 铸件的宽度(m) 铸件的高度(m)本文设计的滑座相关尺寸如下:L=1.9m,B=0.451m,H=0.278m由式2.1计算得: N=1.5097m表2.3 灰铸铁件的壁厚选择当量尺寸(m)外壁厚(mm)内壁厚(mm)0.3650.75861.01081.512101.814122.016122.518143.020163.522184.024204.525205.026226.028247.030258.032289.0363210.04036根据表2.3并参阅沈阳机床相关产品结构,确定滑座壁厚为20mm,肋厚度为16mm2.2.5 滑座最终结构前几小节分别对滑座截面形状设计、肋板布置形式设计、圆孔方孔设计以及壁厚与肋板厚度选择进行了论述,最终参考机械设计手册、实用机床设计手册、沈阳机床相关产品,设计确定立式加工中心滑座结构。图2.4是滑座的全剖图,从图中可以看出滑座的部分内部结构。图2.4 滑座的全剖图如上设计的立式加工中心滑座具有足够的刚度、较高的刚度质量比、较好的动态特性、较小的热变形、良好的工艺性、便于制造和装配,能够满足立式加工中心的加工质量及生产率要求。2.3 滑座的静力计算静态时,滑座受到的力主要为工作台、电机座、丝杠、导轨、轴承座及电机的压力与Y向导轨滑块的支撑力。上述各零部件的质量如表2.4所述。所以滑座受到的压力约为2956N,受到Y向导轨滑块的支撑力约为6962N。表2.4 滑座及滑座上各主要零部件的质量零部件质量(Kg)零部件质量(Kg)滑座408.8工作台233.6电机座14.6丝杠16导轨16轴承座1.46X向电机18其他零件22.4 滑座有限元分析由于滑座的变形直接影响加工中心的精度,为了分析由于稳态外载荷所引起的滑座的位移、应力、应变和作用力,及对加工中心精度的影响。需要对滑座进行静力学分析。下面是滑座的有限元分析步骤。1、首先在CATIA中完成了滑座的三维建模,并给待分析零件添加铸铁材料;然后在进入有限元分析模块(Analysis & Simulation Generative Structural Analysis),并选择静态分析选项。进入静态分析界面:如图2.5所示:图2.5 滑座线性静力学分析系统2、进行网格划分,由于此零件比较简单,为了更加准确的分析此滑座的相关参数,所以我们划分的网格比较小。网格划分如图2.6所示:图2.6 滑座网格划分结果3、给滑座添加载荷和约束。滑座通过底面的16个通孔,用螺钉与Y向导轨上的滑块连接,因此与滑块连接处限制了的除Y轴方向移动自由度外的5各自由度,滑座的Y轴方向的移动自由度是通过滚珠丝杠实现,因此在与滚珠丝杠相连的丝杠螺母座位置限制滑座Y轴方向的移动自由度。静态时滑座的受力情况在上文已经分析。滑座添加约束结果如图2.7所示。图2.7 滑座添加约束图滑座添加载荷结果如图2.8所示。图2.8 滑座添加载荷图4、滑座线性静力学分析结果经过计算得出滑座受静态力时,滑座的最大变形为0.0023mm,最大应力为9.8105N,。滑座的应力图和变形图分别由图2.9、图2.10、图2.11表示。图2.9 滑座总体应力图图2.10 滑座局部应力图从图2.9、图2.10中可以发现滑座在16个固定孔处应力最大,其它部位都没有应力集中出现,可以发现已设计的滑座结构比较合理,应力分布比较均匀,因此具有较高的可靠性。图2.11 滑座变形图 从变形图,可以发现变形量最大的位置出现在电机座安装端。443 X向进给系统设计与分析立式加工中心的性能很大程度上取决于伺服进给系统的性能,因此设计合理的高性能伺服进给系统是加工中心设计成败的关键之一。伺服进给系统是以机床移动部件位置为控制量的自动控制系统,主要有伺服控制电路、伺服驱动装置、机械传动机构及执行部件组成。本章主要对X向进给系统的伺服驱动装置、机械传动机构及执行部件的设计与选用进行详细介绍。3.1 X向进给系统总体方案设计3.1.1 技术参数X向行程 850mmX向快速进给速度 32 m/min工作台长度 1000 mm工作台宽度 500mm工作台重量 2290N工作台最大承重 600 kg定位精度 0.005/300mm重复定位精度 0.003mm最大进给加速时间 0.1s3.1.2 X向进给系统结构及工作原理如图3.1所示,立式加工中心的X向进给系统主要由伺服电机、弹性联轴器、电机座、轴承、轴承座、滚珠丝杠副、直线导轨副等零件组成。丝杠螺母、滑块与工作台通过螺钉联接;滚珠丝杠通过轴承安装在轴承座、电机座内,轴承座、电机座、直线导轨与用螺钉固定在滑座上。进给系统工作时,伺服电机通过弹性联轴器带动滚珠丝杠转动,滚珠丝杠副作X向移动,工作台在滚珠丝杠副带动下沿直线导轨作X向移动。图3.1向进给系统装配图1、伺服电机 2、滚珠丝杠副 3、直线导轨副 4、工作台 5、滑座 6、弹性联轴器 7、电机座 8、轴承座3.2 滚珠丝杠副的设计计算滚珠丝杠副是回转运动与直线运动相互转换的一种新型传动装置,具有很高的传动精度、定位精度以及宽的进给调速范围,此外还有响应速度快,传动无间隙,稳定性好,寿命长,使用维护方便等优点。故滚珠丝杠副在中等载荷、进给速度要求不十分高、行程范围不太大(小于4-5m)的一般高速加工中心和其它经济型高速数控机床经常被采用。滚珠丝杠副由丝杠、螺母、滚球、预压片、反向器、防尘器组成。将滚珠放入螺母与丝杠加工的凹半圆弧螺纹中,滚珠沿螺旋滚道滚动,带动螺母或丝杠轴向移动,将原先传动中使用的T形丝杠的螺纹摩擦变为滚动摩擦,因此降低了摩擦阻力,消除了局部爬行现象,从而提高了传动精度与传动机械效率。滚珠丝杠副有很多优点:a、 与滑动丝杠副相比驱动力矩为1/3 由于滚珠丝杠副的丝杠轴与丝杠螺母之间有很多滚珠在做滚动运动,所以能得到较高的运动效率。与过去的滑动丝杠副相比驱动力矩达到1/3以下,即达到同样运动结果所需的动力为使用滚动丝杠副的1/3。b、 高精度的保证 滚珠丝杠副是用日本制造的世界最高水平的机械设备连贯生产出来的,特别是在研削、组装、检查各工序的工厂环境方面,对温度、湿度进行了严格的控制,由于完善的品质管理体制使精度得以充分保证。c、 微进给可能 滚珠丝杠副由于是利用滚珠运动,所以启动力矩极小,不会出现滑动运动那样的爬行现象,能保证实现精确的微进给。 d、 无侧隙、刚性高 滚珠丝杠副可以加予压,由于予压力可使轴向间隙达到负值,进而得到较高的刚性(滚珠丝杠内通过给滚珠加予压力,在实际用于机械装置等时,由于滚珠的斥力可使丝母部的刚性增强)。 e、 高速进给可能 滚珠丝杠由于运动效率高、发热小、所以可实现高速进给(运动)。 工作台在各种切削工况下的受力、进给速度如表3.1所示,以此为基础设计滚珠丝杠副。表3.1 切削工况切削工况切削力(N)进给速度(m/min)工作时间百分比(%)最大切削力40001010粗切削30002540精切削2000229空转载荷03220加速力4450161 根据最大进给加速时间与最大进给速度能够计算出加速度,而加速力为加速度与工作台质量及其承重质量的乘积。 滚珠丝杠副的部分组成及尺寸如图3.2所示。图3.2 滚珠丝杠副的部分组成及尺寸 1、 丝杠 2、滚珠 L1、螺纹全长 d1、滚珠丝杠螺纹外径 d2、滚珠丝杠螺纹底径 Dpw、节圆直径 Ph、导程3.2.1 导程Ph的确定 滚珠丝杠导程Ph的确定需要综合考虑立式加工中心传动要求、负载大小和传动效率等因素。根据立式加工中心传动要求,其公式为: Ph=Vmax/inmax式3.1 式中: VmaxX向快速进给速度, m/min; I传动比,因电机与滚珠丝杠副直接联接,i取1; Nmax 驱动电机最高转速,r/min。 将Vmax=32m/min,nmax=2000r/min带入式3-1得: Ph=16mm。 参照机械设计手册,综合考虑各因素后,选取Ph=16mm。3.2.2 当量载荷及当量转速的计算切削时,使被加工材料发生变形而成为切削所需的力称为切削力。切削力主要包括切削层材料和工件表面层材料对弹性变形、塑性变形的抗力;刀具前刀面与切屑、刀具后刀面与工件表面间的摩擦阻力。 如图3.3所示,为了方便分析计算,将切削力F分解为三个相互垂直的分力Fc、Fp、Ff。主切削力Fc垂直于基面,与切削速度Vc的方向一致,背向力Fp平行于基面,并与进给方向垂直,进给力Ff平行于基面,并与进给方向平行。上述三个分力中,Fc值最大,Fp为(0.150.7)Fc,Ff为(0.10.6)Fc。 式3.2 由式3.2得: Fc=(0.540.97)F, Fp=(0.150.38)F, Ff=(0.100.32)F, 图3.3 切削力分力图 工作载荷F是指数控机床工作时,实际作用在滚珠丝杠上的轴向作用力,其数值可用下列进给作用力的实验公式计算: F=Fxi+Ff式3.3式中:FxiX方向上的切削分力,N; Ff 导轨摩擦阻力,N。 Ff=u(W1+W2+Fz)式3.4式中: W1工作台重量,N; W2工作台最大承重,N; Fz Z方向上的切削分力,N; u:摩擦系数,对于直线导轨,u取0.004。 根据式3.3、式3.4、表3.1可计算出在各种切削工况下,滚珠丝杠的轴向作用力。考虑到需要计算出滚珠丝杠在各工况下受到的最大轴向载荷,取Fx=Fc=0.97F,Fz=Fp=0.24F。最大切削力:F1=0.974000+0.004(2290+5880+0.244000)=3917N;粗切削:F2=0.973000+0.004(2290+5880+0.243000)=2945N;精切削:F3=0.972000+0.004(2290+5880+0.242000)=1975N;空转载荷:F4=0.004(2290+5880)=33N;加速:F5=4450+0.004(2290+5880)=4483N。所以,滚珠丝杠在各种切削工况下受到的轴向载荷中,空转载荷时最小,为F4=33N;加速时最大,为F5=4483N。由于立式加工中心滚珠丝杠的轴向载荷与进给速度随时间变化,为了便于设计计算,可用当量载荷和当量转速来代替。当量载荷和当量转速的计算公式为: 式3.5 式3.6 式中t1、t2、t3、t4、t5为滚珠丝杠在轴向载荷F1、F2、F3、F4、F5及转速n1、n2、n3、n4、n5下的运行时间。根据式3.1与表3.1可以得到各种切削工况下的转速n1、n2、n3、n4、n5。分别为:n1=10100016=625r/min;n2=25100016=1562.5r/min;n3=2100016=125r/min;n4=32100016=2000r/min;n5=16100016=1000r/min;由式3.5、式3.6得:当量载荷:Fm=2642N;当量转速:nm=1133.75r/min。3.2.3 预期额定动载荷的确定查阅实用机床设计手册可知,预期额定动载荷有两种计算方法,分别是按预期寿命时间计算与按最大轴向载荷计算。按预期寿命时间计算,计算公式为: 式3.7式中: Fm滚珠丝杠副当量载荷,N; nm当量转速,r/min; Lh预期工作时间,取15000小时; fa精度系数,取1.0; fc可靠性系数,取0.53; fw负荷系数,取1.2;将当量载荷Fm=2642N,当量转速nm=1133.75r/min代人式3.7得Cam=60222N。按最大轴向载荷计算,当滚珠丝杠副有预加载荷时: 式3.8式中fc预加载荷系数,取4.5;将最大载荷带入式3.8得:Cam=20173N。选取两种计算方法计算结果中的大数值作为预期额定动载荷的数值,所以Cam=60222N。3.2.4 允许最大轴向变形的估算滚珠丝杆允许最大轴向变形有两种估算方法,分别为按照定位精度估算和按照重复定位精度估算。按照定位精度估算: =(1/41/5)定位精度式3.9将定位精度代人式3.9得:=0.00280.0035mm按照重复定位精度估算: =(1/31/4)重复定位精度式3.10将重复定位精度代人式3.10得:=0.00080.001mm选取两种计算方法计算结果中的小数值作为允许最大轴向变形的估算数值,所以取=0.001mm。3.2.5 底径d2的估算滚珠丝杠副的安装方式是一端固定,一端游动方式。滚珠丝杠底径d2的估算公式为: 式3.11 式中: a支撑方式系数,一端固定一端游动取0.078; u0导轨静摩擦系数,取0.004; L滚珠丝杠两轴承支撑点间的距离,常取1.1倍行程+ (1014)Ph mm。 将W=8170N,L=1248mm,=0.001mm代入式3.11中得: d2=16.0mm设计中取34.299mm6.0mm。3.2.6 预紧力Fp的计算当滚珠丝杠最大轴向载荷确定时,预紧力Fp的计算公式为: Fp=1/3Fmax式3.12将Fmax=4483N代人式3-12得:Fp=1494N。所以滚珠丝杠的预紧力Fp取1494N。3.2.7 其它尺寸的确定滚珠丝杠的螺纹长度Ls的计算公式为: 式3.13式中:Lv有效行程+螺母长度;Le余程,参考沈阳机床相关产品取为55mm;将Lv=958mm代人式3.13中得:Ls=1068mm。滚珠丝杠的全长L的计算公式为: L=Ls+连接长度+两端轴承长度+起始距离式3.14综合考虑各因素并参考沈阳机床相关产品后取螺纹长度为1068mm,全长为1395mm。3.3 伺服电机的选择计算 伺服电机是指在伺服系统中控制机械元件运转的发动机。伺服电机可使控制速度,位置精度非常准确,可以将电压信号转化为转矩和转速以驱动控制对象。伺服电机转子转速受输入信号控制,并能快速反应,在自动控制系统中,用作执行元件,且具有机电时间常数小、线性度高、始动电压等特性,可把所收到的电信号转换成电动机轴上的角位移或角速度输出。伺服电机与其他电机相比到底有一下优点: 1、 精度:实现了位置,速度和力矩的闭环控制,克服了步进电机失步的问题; 2、 转速:高速性能好,一般额定转速能达到20003000转; 3、 适应性:抗过载能力强,能承受三倍于额定转矩的负载,适用于有瞬间负载波动和要求快速起动的场合; 4、 稳定:低速运行平稳,低速运行时不会产生类似于步进电机的步进运行现象。适用于有高速响应要求的场合; 5、 及时性:电机加减速的动态相应时间短,一般在几十毫秒之内; 6、 舒适性:发热和噪音明显降低。 3.3.1 作用在滚珠丝杠副上转矩的计算作用在滚珠丝杠副上的转矩由两部分组成,分别是外加载荷产生的摩擦力矩与预加载荷产生的预紧力矩。外加载荷产生的摩擦力矩TF: 式3.15预加载荷产生的预紧力矩Tp: 式3.16式中: F作用在滚珠丝杠副上的外加轴向载荷,N; Fpp滚珠丝杠副的预紧力,N; Ph滚珠丝杠副导程,mm; 未预紧的滚珠丝杠副效率,取为0.9。将F=Fmax=4483N,Fp=1494N,Ph=16mm代人式3.15、3.16得:TF=12.68Nm;Tp=0.89Nm。3.3.2 负荷转动惯量及传动系统转动惯量的计算负荷转动惯量JL及传动系统转动惯量J的计算公式如下: 式3.17 式3.18式中: Ji、ni各旋转件的转动惯量(kgm2)和转速(r/min); vj、mj各直线运动件的质量(kg)和速度(m/min); Jm、nm电机的转动惯量(kgm2)和转速(r/min)。实心圆柱体转动惯量计算公式为: 式3.19式中: D外径,m; L长度,m; 密度,kg/m3。将滚珠丝杠的外径、长度、密度代入式3.19中,其转动惯量为:J丝杠=3.147.851395(4010-3)432=2.7510-3Nm立式加工中心加工过程中,工作台及其上加工件在滚珠丝杠带动下沿着X向移动,所以将工作台质量及其最大承重及其移动速度代人式3.17得:JL=2.7510-3+1.5(32/23.142000)2=2.7510-3NmJm 1/3JL=0.9210-3Nm初选伺服电机型号为FANUC 22/2000is A06B0085B403。其特性曲线如图3.4所示,最大转矩为45Nm,转子惯量为0.0053Nm。传动系统转动惯量J为:J=JL+Jm=2.7510-3+0.0053=8.0510-3Nm。图3.4 伺服电机的特性曲线3.3.3 加速转矩Ta和最大加速转矩Tam当电机转速从n1升至n2时,加速转矩Ta为: 式3.20当电机转速从0升至nmax时,最大加速转矩Tam为: 式3.21式中: n电机转速(r/min); Nmax电机最高转速(r/min); ta加速时间(s),取0.1s。Tam=8.0510-323.142000(600.1)=16.85Nm。3.3.4 电机的最大启动转矩电机的最大启动转矩计算公式为: 式3.22Tr=16.85+12.68+0.89=30.42Nm。电机的最大启动转矩Tr小于电机的最大转矩,故可满足启动要求。3.3.5 电机连续工作时的最大转矩电机连续工作时的最大转矩TM计算公式为: 式3.23TM=12.68+0.89=13.57Nm,小于电机的额定转速。最终确定伺服电机选用FANUC 22/2000is,其输出功率为2.5Kw。3.3.6 电机输出轴直径的计算轴的最小直径计算公式为: 式3.24式中:P轴传递的功率,kW;n轴的转速,r/min;取n=2000r/min;T 许用切应力,MPa;A与轴有关的系数,参照机械设计查得,A=110。 取d=25mm,可满足要求。3.3.7 联轴器的选择 星形弹性联轴器是利用星形弹性元件置于两半联轴器凸爪之间实现连接的。工作时,弹性元件受挤压,联轴器凸爪受剪切和弯曲应力。其特点是结构简单,具有良好的缓冲减振能力,补偿两轴相对位移量大,在此可被选用。联轴器实际需要传递的转矩应取机械在不稳定运行时的动载荷和过载时的最大转矩,在此可选电动机的最大输出转矩做为最大转矩,即为45Nm。选用联轴器型号为XL3 2530/3530,其公称转矩为190Nm,许用转速为11800r/min,可满足使用要求。3.4 滚动轴承的选择计算3.4.1 初选轴承型号根据实际工作条件,滚动轴承主要承受轴向载荷,并承受少量径向载荷,对丝杠轴承主要要求轴向精度和刚度较高,摩擦力矩要小。采用一端固定、一端游动支撑方式,游动支撑采用深沟球轴承,固定支撑采用60o推力角接触球轴承。选定轴承型号为NTN BST30621BP4,主要性能参数如表3.2所示。表3.2 选用轴承的性能参数性能参数轴向基本额定动载荷CaKN轴向基本额定静载荷CaoKN1列2列3列1列2列3列29.247.563.059.01181773.4.2 计算轴承的径向载荷Fr和轴向载荷Fa因为丝杠传递运动,滑动导轨承载,所以轴承径向只承受丝杠给予的重力,所以轴承的径
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