1885_XKA5750型数控铣床主传动系统设计
1885_XKA5750型数控铣床主传动系统设计,_xka5750,数控,铣床,传动系统,设计
毕业设计文献综述院 ( 系 ) 名 称 工 学 院 机 械 系专 业 名 称 机 械 设 计 制 造 及 其 自 动 化学 生 姓 名 韩 利 国指 导 教 师 闫 存 富2012 年 03 月 10 日黄 河 科 技 学 院 毕 业 设 计 (文 献 综 述 ) 第 1 页 数控铣床主传动系统研究摘要: 简要介绍了数控铣床及加工中心的主传动系统的类型和特点,重点对两段变速主传动变速系统的设计参数和特性参数进行推导和计算,通过分析这些参数的相互关系及其对结构和性能的影响,得出一些有参考价值的结论。同时对数控铣床主传动系统的优化设计相关的理论也有简单的论述。关键词: 传动系统,功率缺口,扭矩,减速比前言主传动系统是铣床传动系统的核心环节。传统的铣床主传动系统采用有级传动方式, 其计算和设计方法早已有详细论述。随着机床技术的发展, 数控铣床和加工中心的主传动系统已普遍采用无级传动方式。尽管一些大型的机床设计手册对无级传动方式的分析计算和设计方法已有论述, 也已形成一些设计原则, 但机械加工对主轴无级传动系统的要求多种多样, 随着机床技术的发展, 随着机床产品设计越来越理性化, 在进行主传动系统设计时需要对各主要技术参数和特性参数如高、低档减速比、主轴额定转速、功率损失等进行计算, 对这些参数的相互关系和相互影响以及对结构性能的影响进行分析。文中对主传动系统各主要设计参数和特性参数进行了推导计算和相互关系分析, 得出了一些较为适用的结论, 现介绍如下。同时也简单的设计了数控机床主传动系统的动态设计的相关论。1 主轴无级传动系统的特点主轴无级传动系统主要由无级调速电机及驱动单元和机械传动机构组成。1.1 无级调速电机及驱动主要机械特性无级调速电机具有转速拐点, 即额定转速。其特点为: 小于额定转速的为恒扭矩范围, 大于额定转速的为恒功率范围, 其特性曲线如图1 所示。额定转速一般有500r/min、750r/min、1000r/min、1500 r/min、2000r/min等几种, 按照成本原则, 通常使用较多的为1500r/min。如果直接使用额定转速为1500r/min 以上的电机而不经过机械减速, 则输出的恒功率范围和低速扭矩较小, 不能满足很多场合下的正常使黄 河 科 技 学 院 毕 业 设 计 (文 献 综 述 ) 第 2 页 用要求。图1.无级调速电机特性曲线1.2 主轴无级传动系统中的机械传动机构种类及特点( 1) 直接1:1 传动 可采用电机与主轴组件直联方式或通过同步带传动方式,结构简单, 易获得高转速, 但低速扭矩小, 一般只适用于高速和轻切削场合。( 2) 直接减速或升速传动常采用同步带传动方式, 也可采用齿轮传动方式, 结构简单。对于减速传动, 可扩大恒功率范围和提高主轴扭矩, 但扩大和提高程度有限, 或最高转速受到限制。对于升速传动, 可获得高转速, 但缩小了恒功率范围, 降低了低速扭矩。( 3) 高低档两段变速传动一般采用齿轮两档变速机构, 可配合较为经济的额定转速较大的无级调速电机, 既可获得较高转速, 又可较大地拓宽恒功率范围, 提高低速扭矩, 适合于要求达到较高转速且可进行较大切削量加工的场合。( 4) 高、中、低档三段变速传动采用齿轮三档变速机构, 配合较为经济的额定转速较大的无级调速电机, 既可获得较高转速, 又可大大拓宽恒功率范围,大大提高低速扭矩, 适合于要求达到较高转速且可进行大切削量加工的场合, 其机械性能几乎与齿轮有级变速方式相同。但结构复杂, 且由于采用齿轮多级传动方式, 最高转速受限更大,目前这种传动方式黄 河 科 技 学 院 毕 业 设 计 (文 献 综 述 ) 第 3 页 很少采用。从以上介绍可知, 各种传动方式各有优缺点, 关键是根据不同的使用要求选择不同的传动方式 1-3。1.3 关于高低档两段变速传动方式从以上分析可以看出, 采用高低档两段变速传动方式, 既可获得较高转速, 又可较大的拓宽恒功率范围, 较大的提高低速扭矩, 且结构要比三段变速简单, 因此是较为理想的传动方式。特别是, 出于对电控系统价格的考虑, 我们经常采用额定转速为1500 r/min 主轴电机。当选用额定转速大于或等于1000r/min 的主轴电机, 且又要求具有较大的输出恒功率范围、较大的主轴低速扭矩和较高的主轴转速, 则必须采用高低档两段变速传动方式。同时可以看出, 高低档两段变速传动方式的计算和设计要比直接传动方式复杂得多。不同的参数选择可导致机械性能的不同, 并适应于不同的使用要求。因此, 导出各设计参数的计算公式, 分析各参数选择对机械性能的影响, 分析参数选择与结构设计的关系, 这对于主轴无级调速系统的设计, 对于如何通过计算和设计达到数控机床的预定的技术要求, 实现较好的制造工艺性和性能价格比, 将具有重要的意义。2 高低档两段变速传动系统的计算和分析高低档两段变速传动机构具有多种形式, 但其分析计算是一样的。在进行机床产品设计时, 一般情况下, 是根据产品定位、用途、技术要求等因素, 确定主电机功率及其额定转速、主轴最高转速、主轴最大扭矩等主要参数, 再根据这些主要参数和结构要求特点, 计算和确定主传动高档和低档减速比, 及确定其它参数和结构参数,进行结构设计。由于采用两档传动方式, 可能会产生在一定速度范围内功率损失的现象, 这就是所谓的功率缺口。尽可能降低功率缺口也是确定主传动高档和低档减速比的主要依据之一。2.1 高低档减速比计算a) 低档减速比计算:i1= Mm(M d0) (1)其中:i 1 低档减速比黄 河 科 技 学 院 毕 业 设 计 (文 献 综 述 ) 第 4 页 Mm主轴最大扭矩Md0主电机额定扭矩 传动机构机械效率b) 高档减速比计算:i2= n smn m (2)其中: i 2 高档减速比n sm电机使用最高转速n m主轴最高转速2.2 主轴额定转速计算主轴额定转速n om:n om = n odi 1 (3)其中: n om 主轴额定转速n od 电机额定转速2.3 功率损失或功率缺口计算高低档的分界点转速n g:ng= n smi 1 (4)在高档转速范围内, 主轴最大扭矩M m2:Mm2=i2Mdo故对应于分界点转速,主轴输出功率处于最低状态, 最低功率P j:(5)1202)(360innPdmmgj 经高低档变速后,主轴机械特性如图2 所示。黄 河 科 技 学 院 毕 业 设 计 (文 献 综 述 ) 第 5 页 图2主轴机械特性曲线功率损失P:P = P0- P j (6)其中: P 0 为主电机功率功率损失比率:= PP 0= (P0- P j)/P0=1- P j/P0=1- 1/其中:= P0 P j ( 7)我们称 为功率缺口, 显然1, P j 越小, 则 越大,即功率缺口越大。2.4 功率缺口转速范围计算参见图2: n 02= n0d/i 2 ( 8)功率缺口转速范围n:n=n02- ng (9)将式(4)式(8)代入式( 9) , 得:n = n 0d/i2-nsm/i1 (10)2.5 参数选择综合分析和确定以上算式反映了各主要技术参数的关系, 对设计参数选择、技术特性分析、结构设计和分析具有重要作用。( 1) 低档减速比对机械特性的影响和减速比选择根据式( 1) , 低档减速比由主轴最大扭矩和电机最大扭矩决定。主轴最大扭矩越大, 则低档减速比越大; 反过来, 低档减速比越大, 则主轴最大扭矩越大。同时,根据式( 3) , 低档减速比越大, 则主轴额定转速越小, 即恒功率范围就越扩大。黄 河 科 技 学 院 毕 业 设 计 (文 献 综 述 ) 第 6 页 但根据式( 5) 、( 6) 、( 7) , 低档减速比越大, 则功率损失或功率缺口越大。所以必须综合考虑和分析, 选择较大的低档减速比, 以保证得到较大的主轴最大扭矩和恒功率范围, 但低档减速比又不能太大, 否则功率损失太大, 影响机床机械特性的程度大, 达不到正常使用要求。一般选择低档减速比为3.55 较为合适, 具体选择要综合根据具体技术要求和使用要求而定。( 2) 高档减速比对机械特性的影响和减速比选择以往的技术文献对高档减速比的分析极少,只简单指出高档减速比一般为1。根据式( 5) 、( 6) 、( 7) , 高档减速比越大, 则功率损失越小; 同时根据式( 3) 和式( 10) , 高档减速比越大, 则功率缺口转速范围越小。所以, 高档减速比大对机械特性是好的。但也是根据式( 2) , 在主轴最高转速一定的情况下, 高档减速比越大, 则电机使用最高转速也越大。我们知道, 在进行设计选择时, 不一定选择到电机真正的最高转速, 至于选择多大, 要进行综合分析。从以上分析可知, 电机使用最高转速越大则对机械特性越好,但电机使用最高转速越大, 对机械结构稳定性和机械加工精度要求也越高, 成本增加,经济性降低在一定程度上成为矛盾。所以一般选择高档减速比为11.5而不必限制为1。( 3) 功率缺口的分析根据式( 5) , 在电机特性和主轴最高转速确定后, 最低功率与高、低档减速比有关。选择大的高档减速比和小的低档减速比, 则最低功率就越大, 即功率损失就越小。但从以上的分析也已知道, 高档减速比大则对机械结构稳定性和机械加工精度要求就高; 低档减速比小, 则会导致主轴最大扭矩小和恒功率范围小, 影响机械特性。这是一个矛盾。我们可以加大主电机额定功率来弥补功率损失的影响, 这样又会加大成本。所以, 在一般情况下, 是允许功率缺口存在的, 允许功率缺口的大小视具体使用要求和技术要求而定, 一般为不大于1.21.5, 特殊情况下可以大些 4-7 。3 数控机床主传动系统优化设计的发展数控机床的机械结构主要由传动系统、支承部件、分度台等部分组成. 传动系统的作用是把运动和力由动力源传递给机床执行件, 而且要保证传递过程中具有良好的动态特性. 传动系统在工作过程中, 经常受到激振力和激振力矩的作用, 使传动系统的轴组件产生弯曲振动和扭转振动, 影响了机床的工作性能. 随着机床切削速度的提高和自动化方向的发展, 传动系统的结构组成越来越简单, 但对其机械结构性能黄 河 科 技 学 院 毕 业 设 计 (文 献 综 述 ) 第 7 页 的要求却越来越高,因此, 传统的静强度设计方法远远达不到要求. 为了保证金属切削机床高效地加工出高精度的产品零件, 机床的传动系统就必须具有较高的刚度和抗振性能, 以提高传动的准确性和加工的稳定性.因此, 本文使用动态优化的方法, 将提高机械结构的刚度作为设计校核的目标, 对机床的传动系统进行设计.目前, 动态设计的优化正处于发展与完善阶段, 其设计方法可分为 3 类: 基于模态柔度和能量平衡的动态优化设计、基于变分原理的的动态优化设计和基于最小值原理的动态优化. 本文基于传递矩阵法的思想建立数控铣床的主传动系统的集中质量模型, 并应用模态柔度和能量平衡原理优化了主传动系统 8-9。4 结束语在进行数控铣床或加工中心的两段变速主传动系统设计时, 必须对主要设计参数、机械特性和使用要求进行综合考虑和分析, 既要实现好的机械特性和满足使用要求, 又要满足制造工艺性和适应经济性要求。据经验一般取高档减速比为11.5; 低高档减速比为3.55; 功率缺口一般为不大于1.21.5。传动系统在工作中主要是扭转振动, 用传递矩阵法建立传动系统的集中质量模型,是通过将轴上的零件, 转化为惯性元件, 而将轴转化为弹性元件和惯性元件的组合,并将各轴转化的惯性元件, 平均分配到各个轴的两端, 最后, 将惯性元件和弹性元件一同转化到输出轴上, 建立传动系统扭转传递矩阵模型, 来分析其扭转振动. 与有限元模型相比较, 在满足工程需要的同时, 能够养活对计算机容量的需求。运有模态柔度和能量平稀奇原理, 通过对传动系统模态柔度和能量分布率的计算结果的分析, 表明了动态优化设计的目标和变量, 找出需要修改的结构部位和参数。 通过高速主轴的跨距、悬伸量、内外直径和主轴长度, 改变惯性元件和弹性元件的参数, 达到对整个传动系统进行动态设计的目标 10-12。黄 河 科 技 学 院 毕 业 设 计 (文 献 综 述 ) 第 8 页 参考文献1 现代实用机床设计手册编委会. 现代实用机床设计手册M. 北京机械工业出版社,2006.2汪木兰.数控系统与原理M.北京:机械工业出版设,2004.3秦曾煌.电工学 M.北京:高等教育出版社, 20044文怀兴,夏田.数控机床系统设计M. 北京: 化学工业出版社,2005.55夏田.数控加工中心设计M.北京:化学工业出版社,2006.46陈立德.机械制造装备设计M.北京:高等教育出版社,2006.47王爱玲.现代数控机床结构与设计M.北京:兵器工业出版社,1999.98Napitolela N G. A Mass or Stiffness Addition Technique for Structural Parameter Updating J. The International Journal of Analytical and Experimental Modal Analysis, 1992, 7(3): 157-168.9Hielmstad K D. Mutual Residual Energy Method for Parameter Estimation in Structures.Journal of Structual Engineering, 1992,118(1) : 223-242.10温熙森,陈循,唐丙阳.机械系统动态分析理论与应用M .长沙: 国防科技大学出版社, 1998.11诸乃雄.机床动态设计原理与应用M.上海:同济大学出版社,1987.12徐燕申.机械动态设计M.北京:机械工业出版社,1992. 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 1 页基于车辆动力学稳定性控制的轮胎参数实时观测摘要:车辆动力稳定性控制系统(DCS)的性能主要由对轮胎受力的准确实时的估计决定。轮胎受力的特点是由轮胎的动态特性和参数决定,而它们又会随着工作环境的不同在很大程度上发生明显的变化。目前,已经有许多基于非线性观测器来估计轮胎动力和动态参数的方法,但是由于它们计算复杂而且没有很好的考虑四个轮子在转向操纵条件下的动态差异,因此它们只用于离线分析。本文提出了一个新的算法,用于在(DCS)实时控制器中观察轮胎的参数。这是一种基于传感器的算法依靠来自 DCS 传感器的信号融合技术,通过一组机动的程序来实现轮胎参数的估计。在控制周期内校准轮胎参数被视为车辆动态观察的基本阶段,其中计算和测量的车辆动态误差被用作轮胎参数观测过程中的修正因素。在一个给定的加速度下沿着直线运动的测试过程被用来验证纵向刚度的估计方法,而在一个给定的转向角度的测试过程则被用来验证侧偏刚度的估计值。地面测试的结果表明,该算法可以准确的估计轮胎的刚度,并且由于实时控制器只使用了 DCS 传感器的信号,因此该算法计算成本可以接受。这一算法可以成为车辆动态稳定性控制系统在轮胎动态参数估计方面的一个高效的算法,并可用来改善 DSC 控制器的鲁棒性。关键词:轮胎,纵向刚度,侧偏刚度,车辆动力学稳定性1 简介随着汽车底盘主动控制技术的发展,精确调整横向和纵向轮胎受力的分布和范围已经成为提高轮胎动态稳定性的一种重要方法。动态控制系统如:防抱死制动系统(ABS) ,牵引力控制系统(TCS) ,动态稳定控制(DSC) ,的动态干预效果由轮胎与路面的摩擦值决定 1。VAN ZENTAN2首先解释了基于基本轮胎力估计逻辑的 DCS 控制逻辑,哈托利等人 3进一步开发了基于轮胎力非线性最佳分布控制的车辆动态管理系统。显然对轮胎力的准确估计已经成为上文提到的动态控制系统中的关键环节。考虑到计算的复杂性和轮胎力估算方法的成本,简化参数的轮胎模型是最常使用的方法 4。轮胎的参数,尤其是纵向和侧偏刚度,决定了轮胎受力估计的精度。 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 2 页KIN5等人根据轮胎数据地图来估计轮胎力,但是这种方法不能有效的补偿气压,温度,材料老化,轮胎的使用趋势这些因素的影响作用。VAN ZENTAN2通过简化的 HSRI 轮胎模型来估计轮胎的受力。这些动态状态可以通过 DCS 控制的实时控制环节获得 6。如果这些轮胎参数是通过 DCS 传感器在车辆动态控制器中观测的,那么就可能实现轮胎受力的精确估计了。一些研究小组已经提出了在车辆动态控制中观察轮胎参数的各种方法。RAY7通过扩展卡尔曼-布西滤波(EKBF)来获得轮胎参数。在这之后,李等人 8用 -slip 关系来估计摩擦力,即便是轮胎工作在较大的滑移率下。PASTERKAMP等人 9通过神经网络的方法来估计轮胎的受力。在基于效果的对 max 的预测中可能用到这些方法。然而这些方法没能考虑到由四个轮子的单个主动控制,不同的垂直负载,或在 DCS 控制下的不平路面摩擦而引起的四个轮子之间的动态差异。同时由于计算复杂这些方法只用于离线分析。RYU10使用差分全球定位系统(DGPS )来估计纵向刚度。他提出了基于GPS 的轮胎侧偏刚度的实时识别办法。但在车辆动态控制中差分全球定位系统由于其高成本而不被使用。考虑到车辆动态状态估计是 DCS 控制器中的一个基本组成部分,可以通过 DCS 的控制环节或者 DCS 传感器例如:轮速传感器,陀螺仪传感器,转向角传感器获得车辆和轮胎的动态状态。轮胎参数观测器可以集成到 DCS 控制器中,从而实现与轮胎相关的名义控制模型的实时自适应调整。为了构建轮胎纵向和侧偏刚度的观测器,由四个轮子的纵向和横向的动态及负载转移引起的差异要在论述中进行补偿。基本的规则是:通过基于某个轮胎的打滑率的变化的纵向动态传感机制来实现纵向刚度的检测。侧偏刚度则可以通过联合励磁支路在一个给定的转向操纵中来实现检测。车辆和轮胎的动态状态可以通过 DCS 控制器获得;这些相关状态的观测逻辑在本文中只作了简短的描述。相关的横向车辆和轮胎模型在第 2 节中论述。纵向刚度观测器在第 3节中论述。侧偏刚度在第 4 节中论述。最后,实车测试结果在第 5 节给出。2 车辆和轮胎模型一个七自由度的车辆动力学模型(图 1)包括纵向,横向,偏航运动和四个轮子的旋转,可能反映了负荷转移的影响以及单个轮子在主动制动控制下的 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 3 页动态特性。该模型可以描述车辆的平面转向的动态。这些相关的动态状态也可以用 DCS 传感器测量或估计。因此,该模型适合于轮胎动态观测器。该模型的相关参数在表 1 中列出图 1.七自由度四轮车辆模型表 1.被测车辆模型的相关参数动动力学方程可以表述如下: ()=(11+12)cos(11+12)sin+21+22,( 1)(+)=(11+12)sin+(11+12)cos+21+22,(2) =(11+12)cos(1112)sin(21+22)(11+12)sin(3).(1112)cos(2122)车轮的动力学方程是: 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 4 页,(4)()=() +()()在这里 i,j(i,j=1,2)代表了不同的轮子。F x 和 Fy 分别是轮胎在纵向和横向受的力。v x 和 vy 分别代表轮胎横向和纵向的速度。 表示车辆的偏转率。 w代表前轮的转角。Tw 代表车轮的制动力矩。M calhalf 表示驱动力矩,可以从引擎控制系统获得。W whl 是车轮的角速度。VAN ZENTEN 根据 Dugoff 轮胎模型提出了 DCS 中轮胎受力估计的逻辑,可以用轮胎动态状态实时控制中的一个简单的关系来描述非线性摩擦性能。并且根据 Dugoff 轮胎模型中描述的关系,可以很容易的根据轮胎的纵向受力推导出其横向受力。因此 Dugoff 轮胎模型是车辆动态控制系统中合适的轮胎模型。该模型表示如下:=1,12 11 142,12( 5)=11tan,12 11 142tan,12 ( 6)这里 H 是综合的滑动参数,C 和 C 分别代表轮胎的纵向刚度和侧偏刚度,和 分别代表轮胎的滑移率和滑移角。3 轮胎的纵向刚度观测器Dugoff 轮胎模型应用在纵向刚度观测器中。为了估计结果的精确性轮胎的受力应该定义在轮胎道路摩擦曲线的线性区域。CARLSON 等人曾经提出了一种轮胎纵向刚度观测方法,在该方法中轮胎的半径和刚度同时被估计,但前提是假设左右轮的动态是一样的。但是在实时观测中,轮胎的半径可以很容易的测得,然而轮速波动和噪声可能会因为路况的不同而有明显的差异。所以在认为四个轮子的半径和轮胎的类型是一样的情况下四个轮子的动态必须包含在观测过程中。如果一个车轮的滑移率低于 5,则轮胎的纵向受力与滑移率的关系可以 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 5 页表示为线性如下:= 1.(7)将驱动轮的在驱动状态下的滑动率定义如下:= ,(8)当车辆沿直线运动时,轮胎的纵向刚度可以逐个观测。如果车辆运行的速度低则空气动力学和滚动阻力的影响可以忽略不计。因此车辆在水平地面的纵向运动方程可由式(1)简化:= 2,=1(9)假设前面轮胎的纵向轮胎刚度是相同的,则只用考虑前轮的驱动力。纵向方程是基于式(7)(9) ,可表示如下:=1 1(2)(10)这里 sign表示测量或检测状态。轮速传感器可以测量车轮的转角 u 然后令,则()=142,=1()=142,=1(), =142,() . (11)在 DCS 控制系统里,控制器可以在时间间隔 T通常情况下为 10 毫秒内,通过轮速脉冲捕获转角运动并且计算轮速。那么,=+22 , =+22+1+22 . (12)在即时参数 k 下,车速和车辆纵向加速度的错误可能被包含在估计值中。则 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 6 页=+,=+,=+22 =+. (13)从式子(10)-(13),纵向的方程可以表述如下:1 11+12 (2)=+0 (11+12)(11+12)(+) (2). (14)上述方程是纵向刚度的线性观测方法,可以用最小二乘发来计算 C 和 Rf。乘项的错误可表述如下:,(11+12)(11+12)(+)这往往会使参数估计出现偏差,为了克服这样的错误 vx 只能由两个自由的后轮推导出来。那么,=+, 21+222 =(21+21+22+22)2 , =21+222 =(21+21+22+22)2 .(15)由式(10) ,该方程可转化为:= 2,=1=11 +12 =0. (16)将式(16)乘以 vx,用式(15)代替 vx 和 我们就得到:=24(+21+21+22+22)(21+21+22+22)(21+21+22+22)(11+11+12+12)=0.(17)在实际的测试中,轮胎的半径变化较小几乎可以看做保持不变。R r 和 R f 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 7 页可以看做不变,以减少计算的复杂性。那么在即时参数 k 下,式(17)可表述为以下方便的形式:(11,12,21,22,11,12,21,22,)=0.(18)来自 DCS 传感器的检测信号的错误,例如:轮速和纵向速度估计值,可能被视为独立的零均值IZM 噪声。为了使测量误差平方后的总值最小,这个问题将转化为利用检测到的 IZM 噪声来找出正确的参数。那么式(18)可表述如下:(19)11;12;21;22, . (11,12,21,22,11,12,21,22,)=0.为了降低实时控制器的计算复杂程度,观测器可以划分成两个级联的观测器。先估计 Vx,再估计纵向刚度。初试值有一个给定的常用范围:CminCCmax。式(19)可简化为:(20)11;12, . (11,12,11,12,). =0观测器可以和 DSC 控制算法集成在一块。如果控制器得到检测纵向刚度的命令,那么驱动程序将被告知以温和的加速和减速操作驱动车辆沿直线运动。根据检测到的转向角,控制器可以判断车辆是否在一条直线上。如果符合要求,控制器将会存储给定时间内的轮速,纵向速度和加速度。然后计算出 C。观测过程可通过图 2 说明。 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 8 页图 2 轮胎纵向刚度观测示意图4 轮胎侧偏刚度的检测侧偏刚度可以在自由滑行时的一个转向操作中检测。前轮的驱动力被视为0。如果前轮的转角很小,那么车辆的动力学方程可由式(2)-(3)推导出。则只需估计前轮的侧偏刚度:(+)+=(11+12)+(1211).(21)如果侧偏角不超过 5 度,线性的水平轮胎力可以用 HSRI 轮胎模型来估计,并且认为两轮的侧偏角是相等的。式(21)可进一步简化如下:+=2.(22)我们可以定义:=.+,=,=.(23)如果用集成的方法计算侧偏角,那么只要整合的时间足够长累积得错误就会大幅增加。因此,用衰减系数 (1)缩减错误。那么:. (24)=用到了复化梯形积分: 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 9 页+1 =+.(25)考虑到转向角的测量误差,水平加速度,偏航率以及轮速,式(22)可表示如下:=( + )+12(21+21+22+22)(+)+(+)2.+.+ 2(+)21+21+22+22=0.(26)vx 是由自由滚动的车轮的轮速信号计算得出的。如果车辆处于自由滑行时的转向操作中,那么 vx 可以被看作侧偏刚度检测中的一个独立参数。因此,侧偏刚度检测器是一个级联的观测器。首先,检测 vy(或侧偏角),然后检测侧偏刚(26)可简化下:=( + )+(+)+(+)2.+.+(+) =0(27)加上一个即时参数 k,式(27)可简便的表述如下:(,)=0.(28)为了降低计算的复杂度围绕轮胎刚度的的常用范围 CminCfCmin 给出了恰当的初始值。那么非线性估计方程如下:(29), . (,)=0,. 该检测过程如图 3 所示: 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 10 页图 3 轮胎侧偏刚度的概略图观测器可以和 DCS 控制算法集成在一块。如果控制器得到检测偏转刚度的命令,那么驱动程序将以一个温和的转角驱动车辆;为了控制水平加速度,纵向速度必须适应转向角。这样轮胎就能够在水平方向上工作在线性区域内。根据测量到的转向角,偏航率以及水平加速度控制器就能够判断汽车是否以一个适应的方式运行。如果条件满足,该控制器将在给定的时间内存储这些相关数值。然后观测器开始计算 5 在线测试受力检测器集成在 DCS 控制器里,当驱动程序以某一给定操作驱动车辆,就会有一个子程序来校准轮胎的刚度。5.1 纵向刚度的验证首先,在操纵过程测试中观测轮胎的纵向刚度。让车辆沿直线加速,加速度 ax 范围是 03m/s 2 典型的数据集如图 4 所示。在测试中有两个加减速周期。DCS 传感器测量四个轮子的转角。然后可以通过有限差分的方法推导出纵向速度和加速度。接着可以利用式(20)来估计纵向刚度。 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 11 页图 4 为观测 Cf 设置的典型数据正如图 5 所示,分别基于线性和非线性观测器来估计纵向刚度。进行不同初始值得反复试验:估计值列于表 2.非线性观测器更为精确并且硝化数量比线性的小。轮胎的类型是米其林 MXV8-205/55R16-91V。垂直载荷约是 4120N。车辆和轮胎的参数由华晨汽车有限公司和米其林提供。 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 12 页图 5 基于通过线性和非线性方法纵向刚度估计表 2 纵向刚度估计值5.2 侧偏刚度验证为了观测侧偏刚度,设置了如下试验:(1)转向角输入是固定的,车辆绕一半径约为 16m 的圆运行。(2)转向角,偏航率,横向加速度及轮速通过 DCS 传感器测量。(3)车辆的滑动角通过式(23)和(25)估计。估计逻辑也集成在 DCS 控制器中。(4)检测器收集典型的数据集并计算出侧偏刚度。测试数据集如图 6 所示,侧偏刚度的估计如图 7 所示。来自三项非线性观测的估计值列于表 3。因为车辆是稳定的并且 DCS 控制器在测试的过程中是未激活状态,所以计算轮胎刚度的计算能力是足够的。控制器的主芯片是英飞凌 XC2000,控制周期为 40ms。控制器的计算时间是 9ms。纵向刚度的估计过程可能在 10ms 内完成,侧偏刚度的估计过程可能在 15ms 内完成。因此整个轮胎参数的估计过程将很容易在 DCS 实时控制器中实现。 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 13 页图 6 为观测侧偏刚度设置的测试数据图 7 侧偏刚度估计值表 3 侧偏刚度的估计值( w= 0.16rad) 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 14 页6 结论(1)利用 DCS 传感器获得的信号和直接从 DCS 控制器获得的一些相关的车辆动态状态轮胎刚度参数,在提出的观测方法中通过一个给定的校准操作过程可实现轮胎刚度参数的估计。(2)轮胎纵向刚度和侧偏刚度的计算复杂程度在实车测试中的到了验证。结果表明该估计算法可用在实时控制器中。(3)校准操纵过程很简单,并且当车辆在普通驾驶状态下运行时控制器可以很容易的激活估计算法。(4)轮胎参数估计的精度并不依赖于车辆和轮胎模型。该算法可以集成在DCS 控制算法中来提高鲁棒性。参考文献:1 LI Liang,LI Hongzhi,SONG lian,et a1Road friction estimation under complicated maneuver conditions for active yaw controlJChinese Journal of Mechanical Engineering,2009,22(4) :5145202 VAN ZANTEN A TControl aspect of Bosch-VDCCThe3rd International Symposium on Advanced Vehicle Control Aachen, Germany1 996:5736073HAITTOR1 H,KOIBUCHI K,YOKOYAMA TForce and moment contr01 with nonlinear optimum distribution for vehicle dynamicsCThe 6th International Symposium on Advanced Vehicle Control, 黄河科技学院毕业设计(文献翻译) 第 15 页Hiroshima,Japan2002:595-6004LI Liang,SONG Jiang,WANG Huiyi,et a1Fast estimation and compensation of the tire force in real time control for vehicle dynamic stability control systemJInternational Journal of Vehicle Design,2008,48(3-4):208-2295KIN K, RYU H,IKEDA T,et a1Enhanced vehicle stability and stecrability with VSACThe 6th International Symposium on Advanced Vehicle Control HiroshimaJapan2002:75-806TSENG H E,AsHRAFI B,MADAU DThe development of vehicle stability control、 at fordJ IEEE,ASME Transactio on Mechatronics,1999,4(3) :223-2347RAY LAuRA RNonlinear state and tire force estimation for advanced vehicle controlJ1EEE Transaction on Control System Technology,199513r11:117-1248LEE Chankyu,HEDRjCK Karl,YI KyongsuReal-time slipbased 毕业设计文献翻译院 ( 系 ) 名 称 工 学 院 机 械 系专 业 名 称 机 械 设 计 制 造 及 其 自 动 化学 生 姓 名 韩 利 国指 导 教 师 闫 存 富2012 年 03 月 10 日单位代码 11834 学号 080105011分 类 号 TH6 密 级 毕 业 设 计 说 明 书XKA5750 数控铣床主传动系统设计院 ( 系 ) 名 称 工 学 院 机 械 系 专 业 名 称 机 械 设 计 及 自 动 化学 生 姓 名 韩 利 国 指 导 教 师 闫 存 富2012 年 5 月 12 日 黄河科技学院毕业设计说明书 第 I 页XKA5750 数控铣床主传动系统设计摘要本文介绍了 XKA5750 立式数控铣床的一些基本情况,简述了机床主传动系统方面的原理和类型,分析了各种传动方案的机理。XKA5750 立式数控铣床主传动系统包括主轴电动机、主轴传动系统和主轴组件三部分。本文详细介绍了立式数控铣床主传动系统的设计过程,该立式数控铣床主轴变速箱是靠齿轮进行传动的,传动形式采用集中式传动,主轴变速系统采用多联滑移齿轮变速。齿轮传动具有传动效率高,结构紧凑,工作可靠、寿命长,传动比准确等优点。文中介绍了立式数控铣床主传动系统各种传动方案优缺点的比较、主传动方案的选择和确定、主传动变速系统的设计计算、主轴组件的设计、轴承的选用基润滑、关键零件的校核、以及主轴电动机的控制等设计过程。关键词:数控铣床,主传动系统,主轴组件 黄河科技学院毕业设计说明书 第 II 页The main drive system design of XKA5750 CNC milling machineAuthor:Han LiguoTutor:Yan CunfuAbstractThis paper introduces some basic situations of the XKA5750 vertical CNC milling machine, briefly discusses the principles and types about spindle driving system of machine tool and analyzes the mechanism of various transmission scheme. The main driving system of XKA5750 CNC milling machine includes three parts that is spindle motor, spindle driving system and spindle components. This paper describes the main driving system design process of the XKA5750 CNC milling machine in detail. The spindle gearbox of this vertical CNC milling machine is driven by gear, and the driving mode adopts a centralized transmission, the spindle speed system uses multi sliding gear transmission. The advantages of gear drive are high transmission efficiency, compact structure, reliable, long life and accurate transmission ratio and so on. This paper compares the advantages and disadvantages of the various transmission scheme for vertical CNC milling machine system, introduces the selection and identification of main drive program, gearshift design and calculation of the main drive, the design of the spindle components, the selection and lubrication of the bearing, verification of critical parts, and the control of spindle motor, and so on.Key words:CNC milling machine, spindle driving system, spindle components 黄河科技学院毕业设计说明书 第 III 页目 录1 绪 论 .11.1 我国数控机床的发展现状 .11.2 课题提出的意义和目的 .22 XKA5750 数控铣床主传动系统方案的确定 .32.1 数控铣床主传动系统简介 .32.2 对数控铣床主传动系统的要求 .32.3 主传动的类型及方案选择 .43 主传动变速系统主要参数计算 .63.1 计算切削功率 .63.1.1 切削力的计算 .63.1.2 切削功率的计算 .63.1.3 主轴转速范围的确定 .63.2 计算主传动功率 .73.3 分级变速箱的传动系统的设计及主轴电动机的功率的确定 .73.3.1 变速级数 Z 的确定 .73.3.2 电动机的功率的确定 .83.3.3 电动机参数 .83.3.4 分级变速箱的传动系统变速机构的确定 .94 主轴组件设计 .94.1 概述 .94.2 主轴组件应满足的基本要求 .94.3 主轴的设计 .94.3.1 轴的分类 .94.3.2 主轴材料选择 .94.3.3 主轴结构设计 .94.3.4 主轴强度的校核 .94.4 轴承设计 .94.4.1 轴承的类型选择 .94.4.2 轴承游隙等级的选择 .94.4.3 轴承布局 .94.4.4 轴承装置的设计 .95 数控铣床主轴电气控制系统设计 .95.1 控制方式选择 .95.2 PLC 概述 .95.2.1 可编程控制器的由来及现状 .95.2.2 PLC 按 I/O 点数和结构形式的分类 .95.2.3 可编程控制器的特点 .95.2.4 PLC 的应用领域 .9 黄河科技学院毕业设计说明书 第 IV 页5.3 PLC 在主轴电动机控制中的应用 .9结论 .9致谢 .9参考文献 .9 黄河科技学院毕业设计说明书 第 1 页1 绪 论1.1 我国数控机床的发展现状数控技术和数控装备是制造工业现代化的重要基础。这个基础是否牢固直接影响到一个国家的经济发展和综合国力,关系到一个国家的战略地位。因此,世界上各工业发达国家均采取重大措施来发展自己的数控技术及其产业。 近几年我国数控产品发展很快,但真正在市场上站住脚的却不多。就数控系统而言,国产货仍未真正被广大机床厂所接受,因此出现国产数控系统用于旧机床改造的例子较多,而装备新机床的却很少,机床厂出产的国产数控机床大多数用的都是国外的系统。这当然不是说旧机床的数控化改造不重要,而是说明从商品的角度看,我们的数控系统与国外相比还存在相当大的差距。影响数控系统和数控机床商品化的主要因素除技术性能和功能外,更重要的就是可靠性、稳定性和实用性。以往,一些数控技术和产品的研究、开发部门,所追求的往往是一些体现技术水平的指标(如多少通道、多少轴联动、每分钟多少米的进给速度等等),而对影响实用性的一些指标和一些小问题却不太重视,在产品的稳定性、鲁棒性、可靠性、实用性方面花的精力相对较少。从而出现某些产品鉴定时的水平都很高,甚至也获各种大奖。但这些高指标、高性能的产品到用户哪儿却由于一些小问题而表现不尽人意,最后丧失了信誉,打不开市场。这说明,高指标、高性能的样机型的产品离用户真正需要的实用、可靠的商品是有相当大的距离的,将一个高指标、高性能的产品变为一个有市场的商品还需作出大量艰苦的努力。另一方面,数控系统和数控机床不像家电类产品那样易于大批量生产,应用环境也不那么简单。数控产品是在生产环境中使用,面临的是五花八门的工艺问题。如果开发部门对这些问题掌握得不透,就难以将产品设计得很完善。而且数控产品的某些问题在开发、试用,甚至鉴定时都难以发现。这就造成,同样型号的数控机床在有的用户那儿运行得很好,而在别的用户那儿却表现欠佳。或者同样型号的数控机床用于加工某些零件工作得很好,但用于加工其他零件时却不尽人意。出现这种情况,有时是用户操作人员的水平问题,但有时就是数控产品本身潜在问题的暴露。为解决这一问题,国外一些公司设立了专门机构来测试考验自己的产品,如为考验新开发的数控系统,厂家自己设计和从生产实际中收集了大量零件程序,让数控系统运行各种各样 黄河科技学院毕业设计说明书 第 2 页的程序,一旦发现问题,即立即反馈给开发部门予以解决。经过这样的测试考验过程后,数控系统的潜在问题就大为减少。以往,我们的产品就很少进行这样严格的全面的自我测试考验。很多问题都要等到用户去给我们挑出来。这样,即使一个小问题也将严重影响国产数控产品的声誉。1.2 课题提出的意义和目的与普通铣床的工艺装备相比较,数控铣床工艺装备的制造精度更高、灵活性好、适用性更强,一般采用电动、气动、液压甚至计算机控制,其自动化程度更高。合理使用数控铣床的工艺装备,能提高零件的加工精度。各种类型数控铣床所配置的数控系统虽然各有不同,但各种数控系统的功能,除一些特殊功能不尽相同外,其主要功能基本相同。其主要功能如下:点位控制功能:此功能可以实现对相互位置精度要求很高的孔系加工;连续轮廓控制功能:此功能可以实现直线、圆弧的插补功能及非圆曲线的加工;刀具半径补偿功能:此功能可以根据零件图样的标注尺寸来编程,而不必考虑所用刀具的实际半径尺寸,从而减少编程时的复杂数值计算;刀具长度补偿功能:此功能可以自动补偿刀具的长短,以适应加工中对刀具长度尺寸调整的要求;比例及镜像加工功能:比例功能可将编好的加工程序按指定比例改变坐标值来执行。镜像加工又称轴对称加工,如果一个零件的形状关于坐标轴对称,那么只要编出一个或两个象限的程序,而其余象限的轮廓就可以通过镜像加工来实现;旋转功能:该功能可将编好的加工程序在加工平面内旋转任意角度来执行;子程序调用功能:有些零件需要在不同的位置上重复加工同样的轮廓形状,将这一轮廓形状的加工程序作为子程序,在需要的位置上重复调用,就可以完成对该零件的加工;宏程序功能:该功能可用一个总指令代表实现某一功能的一系列指令,并能对变量进行运算,使程序更具灵活性和方便性。这就使我们更加有需要来研究数控铣床的各个方面,而本设计主要真对 XKA5750数控滑枕升降台铣床主传动部分加以分析和设计,设计出可以实现数控加工经济合理的主传动系统,使纯机械化的机床实现机电一体化的数控机床,获得大的机械效益。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 3 页2 XKA5750 数控铣床主传动系统方案的确定2.1 数控铣床主传动系统简介主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统,他应具有一定的转速和一定的变速范围,以便采用不同材料的刀具,加工不同的材料、不同尺寸、不同要求的工作、并能方便的实现运动的开停、变速、换向和制动等。数控机床主传动系统主要包括电动机、传动系统和主轴部件,它与普通机床的主传动系统相比在结构上简单,这是因为变速功能全部或大部分主轴电动机的无极调速来承担,省去了复杂的齿轮变速机构,有些只有二级或三极齿轮变速系统用以扩大电动机无级调速的范围。在主传动系统方面,具有下列特点:(1)目前数控机床的主传动电机已不再采用普通的交流异步电机或传统的直流调速电机,它们已逐步被新型的交流调速电机和直流调速电机所代替。(2)转速高,功率大。它能使数控机床进行大功率切削和高速切削,实现高效率加工。(3)变速范围大。数控机床的主传动系统要求有较大的调速范围,一般Rn100,以保证加工时能选用合理的切削用量,从而获得最佳的生产率、加工精度和表面质量。(4)主轴速度的变换迅速可靠。数控机床的变速是按照控制指令自动进行的,因此变速机构必须适应自动操作的要求。由于直流和交流主轴电机的调速系统日趋完善,不仅能够方便地实现宽范围的无级变速,而且减少了中间传递环节,提高了变速控制的可靠性 5,6。2.2 对数控铣床主传动系统的要求 (1)主轴具有一定的转速和足够的转速范围、转速级数,能够实现运动的开停、变速、换向和制动,以满足机床的运动要求。(2)主电动机具有足够的功率,全部机构和元件具有是够的强度和刚度,以满足 黄河科技学院毕业设计说明书 第 4 页机床的动力要求。(3)主传动的有关结构,特别是主轴组件要有足够高的精度、抗振性,热变形和噪声要小,传动效率要高,以满足机床的工作性能要求。(4)操纵灵活可靠,调整维修方便,润滑密封良好,以满足机床的使用要求。(5)结构简单紧凑,工艺性好,成本低,以满足经济性要求。2.3 主传动的类型及方案选择 数控机床的调速是按照控制指令自动执行的,因此变速机构必须适应自动操作的要求。在主传动系统中,目前多采用交流主轴电动机和直流主轴电动机无级凋速系统。为扩大调速。为了适应不同的加工要求,目前主传动系统主要有三种变速方式。1具有变速齿轮的主传动这是大、中型数控机床采用较多的一种变速方式。通过几对齿轮降速,增大输出扭矩,以满足主轴输出扭矩特性的要求,如图1.1所示。一部分小型数控机床也采用此种传动方式以获得强力切削时所需要的扭矩。图 1.1 图 1.2 图 1.32.通过带传动的主传动通常选用同步齿形带或多楔带传动,这种传动方式多见于数控车床,它可避免齿轮传动时引起的振动和噪声,如图1.2所示。3由调速电机直接驱动的主传动这种主传动是由电动机直接驱动主轴,即电动机的转子直接装在主轴上,因而大大简化了主轴箱体与主轴的结构,有效地提高了主轴部件的刚度,但主轴输出扭矩小,电机发热对主轴的精度影响较大。如图1.3所示。近年来,出现了一种新式的内装电动机主轴,即主轴与电动机转子合为一体。其 黄河科技学院毕业设计说明书 第 5 页优点是主轴组件结构紧凑,重量轻,惯量小,可提高起动、停止的响应特性,并利于控制振动和噪声。缺点是电动机运转产生的热量亦使主轴产生热变形。因此,温度控制和冷却是使用内装电动机主轴的关键问题。日本研制的立式加工中心主轴组件,其内装电动机最高转速可达20000r/min。本次设计采用变速齿轮主传动系统。使主轴获得较高的转速和较大的转矩。二级以上齿轮变速系统虽然此种结构复杂,制造和维修费用高,但和以上两种驱动方式比,变速装置多采用齿轮变速结构,可以使用可调的交、直流无级变速电动机,经齿轮变速后,实现分段无级变速,调速范围增加,且能满足各种切削运动的转矩输出,因此选用二级以上齿轮变速系统作为主传动的变速方式。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 6 页3 主传动变速系统主要参数计算3.1 计算切削功率 3.1.1 切削力的计算铣削时的切削力,公式如下(3.1)=0.860.740.980.86式中 Pc 铣削时的主切削力(公斤力)CF 加工材料影响的系数fz每齿进给量(mm)aF背吃刀量(mm) B铣削宽度Z铣刀齿数D铣刀直径(mm)根据经验取铣刀直径 D=50mm 的四齿锥柄立铣刀,铣刀宽B=40mm,f Z=0.05mm,a F=4mm, Cf=68mm,计算得:F c=132(公斤力) 7。3.1.2 切削功率的计算切削时所消耗的功率称为切削功率,切削功率的计算公式:(3.2)=6000式中:P c切削功率(kw)Fc切削力(公斤力)Vc切削速度( m/min)根据机床设计手册典型加工条件以及钢材料的铣削速度范围,取 Vc=100m/min计算得:P c=2.2kw 黄河科技学院毕业设计说明书 第 7 页3.1.3 主轴转速范围的确定主轴最高转速为 ,最低转速为 。=4000 =403.2 计算主传动功率 用下列方法粗略估算主电动机的功率(3.3)=式中, 为铣床主传动系统总机械效率,主运动为回转运动时, ;主运动 =0.70.8为直线运动时, 。取主传动的总效率 ,则初选电动机功率=0.60.7 =0.7=2.20.7=3.14取 =4电动机额定转速为;=1500额定最高转速为 =45003.3 分级变速箱的传动系统的设计及主轴电动机的功率的确定由 3.2 中初选电动机功率 为 4kw,计算转速依据如下公式 :=(400040)0.35=205电动机的恒功率调速范围: 。=45001500=3主轴恒功率调速范围: 。 =4000205=19.5因此主轴要求的恒功率变速范围 远大于电动机所能提供的恒功率围 ,所以在电动机与主轴之间要串联一个分级变速箱,来扩大电动机恒功率变速范围。3.3.1 变速级数 Z 的确定如取变速箱的公比 ,则由于无级变速时=3(3.4) ,=1=故变速箱的变速极数 黄河科技学院毕业设计说明书 第 8 页=loglog=log19.5log3 =2.704可取 Z=3。虽然此中方法功率特性图示连续的、无缺口(即没有功率降低区)和无重叠,但是 Z=3,变速箱机构较复杂。因此为简化变速箱机构,取 Z=2。3.3.2 电动机的功率的确定由公式(3.4)可知,应增大 又, 即 所以得 ,比=loglog 2=log19.5log =4.42大很多。=3此时变速箱每挡内有部分低转速只能恒转矩变速,主传动系统的功率特性图中出现缺口区。缺口处的功率为: =()=(34)4.42=2.71低谷处应保证传递全部功率,只有选择额定功率较大的电机给予补偿。所以选用功率为 5.5kw 的交流变频电动机。则缺口处的功率为 。有很大的改善。=()=(35.5)4.42=3.733.3.3 电动机参数电机采用 CTB 系列变频电机,型号:CTB-45P5BXB50-4,主要技术指标如下:(1)电压:三相 380V/50Hz;(2)变频调速范围:5100Hz 无级调速,550Hz 恒转矩调速,50100Hz 恒功率调速,级数为 4 级,额定转速 1445r/min;(3)电机应能承受额定转矩的 60%过载,历时 1min,低速时转矩平滑,无爬行现象;能通过变频装置的电压提升,保证电动机频率在 50Hz 时输出额定转矩而不致使电机因发热而烧毁。(4)CBT -45P5BXB50-4 电机 主要性能参数如表 3.1,法兰安装如图 3.1,外形尺寸如表 3.2,3.3 所示: 黄河科技学院毕业设计说明书 第 9 页表 3.1 CBT-45P5BXB50-4 电机的相关技术参数变频器功率(kw)型号 额定功率(kw)机座号额定转速(rmin)额定转矩(N.m)(堵转)额定转矩(最大)额定转矩转动惯量(kg.m2)重量(kg)A型B型CTB-45P5BXB50-45.5 132S-41445 36.3 1.3 2.3 0.021470 5.5 7.5注:额定电压/频率:380V/50Hz,极数:4 极,同步转速 1500r/min。图 3.1 B5 法兰安装图表 3.2 电机外形尺寸 1机座号 A AA AB AC AD AE AF B BB C D DH E ED F G80 125 35 165 175 140 65 160 100 130 50 19 M6*16 40 25 6 15.5 黄河科技学院毕业设计说明书 第 10 页90S 140 37 180 195 150 65 170 100 140 56 24 M8*19 50 40 8 2090L 140 37 180 195 150 65 170 125 165 56 24 M8*19 50 40 8 20100L 160 45 200 215 165 65 190 140 180 63 28 M10*22 60 45 8 24112M 190 45 230 240 180 65 200 140 185 70 28 M10*22 60 45 8 24132S 216 50 275 275 190 65 220 140 205 89 38 M12*28 80 60 10 33表 3.3 电机外形尺寸 2机座号 H HA HB HD K KK L LA LD M N P S T80 80 10 180 215 10 M25 395 10 115 165 130 200 4*12 3.590S 90 13 200 235 10 M25 445 12 130 165 130 200 4*12 3.590L 90 13 200 235 10 M25 445 12 130 165 130 200 4*12 3.5100L 100 14 230 265 12 M32 500 12 145 215 180 250 4*15 4112M 112 14 255 290 12 M32 505 12 150 215 180 250 4*15 4132S 132 16 290 325 12 M32 575 13 180 265 230 300 4*15 43.3.4 分级变速箱的传动系统变速机构的确定本系统设计的传动系统具有两档速度,低档转速为 40900rmin,高档转速为3004000rmin。采用二级变速传动,传动比为 的高速传动30/6/4的低速传动两种变速机构,采用拨叉变速。显然如果要求在30/627/15004000rmin内作恒功率的不停车变速可用高档。如果要求在 1901500rmin内作恒功率的不停车变速可用低档。电机的转速图和功率特性图如图 3.2 所示 3,16 。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 11 页I电机45010329524:.768n2.714P/kw图 3.2 电机转速图和功率特性图 黄河科技学院毕业设计说明书 第 12 页4 主轴组件设计4.1 概述主轴部件设计是机床重要部件之一,它是机床的执行件。它的功用是支撑并带动工件或刀具旋转进行切削,承受切削力和驱动力等载荷,完成表面成型运动。4.2 主轴组件应满足的基本要求(1)旋转精度 主轴的旋转精度指装配后,在无载荷、低转速条件下,在安装工件或刀具的主轴部位的径向和端面圆跳动。其主要取决于主轴、轴承、箱体孔等的制造、装配和调整精度。(2)刚度 主轴部件的刚度指其在外加载荷的作用下抵抗变形的能力,通常以主轴前端产生单位位移的弹性形变时,在位移方向上所施加的作用力来定义。如图 4.1 所示。主轴部件的刚度是主轴、轴承等刚度的综合反映。因此,主轴的尺寸和形状、轴承的类型和数量、预紧和配置形式、传动件布置形式、主轴部件的制造和装配质量都影响主轴部件的刚度。图 4.1 刚度定义示意图(3)抗振性 主轴部件的抗振性指抵抗受迫振动和自激振动的能力。在切削过程中,主轴部件不仅受静态力作用,同时也受冲击力和交变力的干扰,使主轴产生振动。影响抗振性的主要因素是主轴部件的静刚度、质量分布及阻尼。其评价指标是主轴部件的低阶固有频率与振型。(4)温升和热变形 主轴部件运转时,因相对运动产生的摩擦热、切削的切削热等使主轴部件的温度升高,形状尺寸和位置发生变化,造成主轴部件的热变形。其引起轴承间隙变化,润滑油温度升高会使粘度降低,这些变化会影响主轴部件的工作性能,降低加工精度。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 13 页(5)精度保持性 主轴部件的精度保持性指长期保持其原始制造精度的能力。磨损是主轴部件丧失原始精度的主要原因。因此,必须提高主轴部件的耐磨性。对耐磨性影响较大的有主轴的材料、轴承的材料、热处理方式、轴承类型及润滑防护方式等。由于机械结构的要求而需在轴中装设其他零件或者减少轴的质量具有特别重大的作用的场合,则将轴制成空心的,空心轴内径与外径的比值通常为 0.5-0.6 为保证轴的刚度和扭转稳定性。4.3 主轴的设计4.3.1 轴的分类轴是机械传动的一个重要零件,一般作回转运动的零件常要装在轴上才能实现其回转运动。其承载在载荷可分为:1.转轴工作时既承受弯矩又承受扭矩。2.心轴用于支撑转动零件,只承受弯矩。3.传动轴传递扭矩。在高速传动的轴不仅要考虑轴的材料、结构、强度和刚度,而且要防止轴的振动(动平衡) 。此外,注意轴上零件的固定,结构工艺性,热处理等要求。作为制造机器的机器上的轴,设计的主要原则是刚度原则,本次设计选择转轴。4.3.2 主轴材料选择轴的材料主要是碳钢和合金钢。数控主轴主要传递扭矩,且在高速旋转中产生大量的热,产生一定的轴伸长,其他零件的变形,从而影响加工精度和表面质量。从多方面考虑选用 40Cr 为本次数控铣床主轴材料。4.3.3 主轴结构设计主轴部件由主轴及其支承轴承、传动件、密封件及定位元件等组成. 轴的设计也和其他的零件的设计相似,包括结构设计和工作能力的计算两方面的内容。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺性等方面的要求,合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构不合理会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性,还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。因此轴的结构设计很重要。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 14 页轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下,轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算,以防止断裂或塑性变形。对于机械装备则需刚度计算,防止工作时产生过大的弹性变形,影响加工精度和表面质量。对于高速运转的轴,还应进行振动稳定性计算,防止发生共振而破坏。1、轴的结构主要取决于以下因素:(1)轴在机器中的安装位置及形式;(2)轴上安装零件的类型、尺寸、数量和轴连接的方法;(3)载荷的性质、大小、方向及分布情况;(4)轴的加工工艺。2、不论什么条件,轴的结构应满足以下条件:(1) 轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置,周向和轴向要有准确的定位;(2) 轴上的零件应便于装拆和调整;(3) 轴应具有良好的结构工艺性和制造工艺性。3、 确定轴上零件的装配方案 图 4.2 主轴装配草图预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和关系,该数控铣床主轴的装配如图 4.2 所示。前轴承(前支撑) 、套筒、轴承、套筒(曲路密封)与端盖(曲路密封)齿轮(动力输入部分) 、圆螺母、轴承(后支撑) 、端盖、依次从轴的后端向前端安装。4、轴上零件的定位 为防止轴上零件受力时发生沿轴向和周向的相对运动,轴上零件除了有游动或空转 黄河科技学院毕业设计说明书 第 15 页要求外,都必须进行轴向和周向定位,以保证其准确的工作位置。 (1)零件的轴向固定:通常由轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母来保证; (2)零件的周向固定:周向固定的目的是限制轴上零件与轴发生相对运动。常用周向定位零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等,其中紧定螺钉只用在传力不大之处。5、轴颈的初步设计(1)按扭转强度初算最小轴颈下面这种方法只是按轴所承受的扭矩来计算轴的强度;如果还承受有不大的弯矩时,则用降低许用扭转切应力的方法予以考虑。在作轴的结构设计时通常用这种方法初步估算轴径。对于不大重要的轴,也可作为计算结果。轴的扭转强度条件为 (4.1)T=TWT=95500000.23 扭转切应力,单位 MPaT轴所受的扭矩,单位为 Nmm轴的抗扭截面系数,单位为 3n轴的转速,单位为 r/minP轴传递的功率,单位为 kwd计算截面处轴的直径,单位为 mm许用扭转切应力,单位为 MPa由上式可得直径(4.2)395500000.2=03式中:0=395500000.2 =1022对于空心轴3 (14)=18 黄河科技学院毕业设计说明书 第 16 页表 4.1 常见轴材料的 及 A0值轴的材料 Q235-A、20 Q275、35 45 40Cr 15-25 20-35 25-45 35-45A0 149-126 135-112 126-103 112-97应当指出,当轴截面上开有键槽时,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径 d100mm 的轴,有一个键槽时,轴径应增大 7%。对于直径 d2.5取 a=65mm(2)主轴合理跨距的选择:在具体设计时,常常由于结构上的限制,实际跨距 ll 0 最佳合理跨距。这样就造成主轴组件的刚度损失。在设计中一般认为 l/l0=0.751.5 时,刚度损失不大(5%左右) 。应该认为在合理范围之内,称之为合理跨距,合理跨距 l 合理 = 是一个区域。(0.751.5)06、 提高主轴强度的措施轴和轴上零件的结构、工艺及轴上零件的安装布置等对轴的强度有很大的影响,所以应在这些方面进行考虑,以利提高轴的承载的能力,减小轴的尺寸和机器的质量,降低制造成本。(1)合理布置轴上零件以减小轴的载荷。为了减小轴所承受的弯矩,传动件应尽量靠近轴承,并尽可能不采用悬臂的支承形式,力求缩短支承跨距及悬臂长度。通常轴是在变应力条件下工作的,轴的截面尺寸发生突变处产生应力集中,轴的疲劳破坏也常常发生在此处。轴肩要采用较大的 R 减小应力集中;选择合适的配合关 黄河科技学院毕业设计说明书 第 18 页系;可在轮毂或轴上开减载槽;切制螺纹处的应力集中较大,应避免在轴上受载较大的区段切制螺纹。(2)改进轴的表面质量提高轴的疲劳强度。轴的表面愈粗糙,疲劳强度愈低。因此,应合理减小轴的表面及圆角处的 ,提aR高轴的疲劳强度。表面强化处理的方法有:表面高频淬火;表面渗碳、氮化;碾压、喷丸等强化处理。7、 轴的结构工艺性轴的结构工艺性指轴的结构形式应便于加工和装配轴上的零件,生产率高,成本低。一般说,轴的结构越简单,工艺性越好。因此,在满足使用要求的前提下,轴的结构形式应尽量简单。为了便于装配零件并去掉毛刺,轴端应制出 45的倒角;需要磨削加工的轴段,应留有砂轮越程槽;需要切制螺纹的轴段,应留有退刀槽。为了减少加工刀具种类和提高劳动生产率,轴上直径相近处的圆角、倒角、键槽宽度、砂轮越程槽宽度和退刀槽宽度等应尽量采用相同的尺寸。主轴结构设计如图 4.3。图 4.3 主轴结构图4.3.4 主轴强度的校核轴的精确计算主要是轴的强度和刚度校核计算,且在满足轴的强度和刚度要求,必要时还应进行轴的振动稳定性计算。进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体受载及应力情况,采取相应的计算方法,并恰当地选用许用应力。BT30 铣床机械主轴既承受弯矩又承受扭矩,应按弯扭合成强度条件进行计算,需要时还应按疲劳强度进行精确校核计算 1,2。1、按扭转强度条件进行校核计算。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 19 页(4.3)= 316-(-)2式中: 扭转切应力,单位 MPa。T轴所受的扭矩,单位为 Nmm。d计算截面处轴的直径,单位为 mm。许用扭转切应力,单位为 MPa。轴的抗扭截面系数,单位为 。 3由机械设计手册表 8-3 查得 为 45MPa;由机械设计课程设计手册表 4-1(GB1059-79)可查得 ; ; 。5.0tm12b42TNgm将以上各值代入式(4-3)得: =4.7MPa 满足强度要求。 4000所以完全可以实现转速为 4000r/min 的设计要求。又因为轴承支点跨距较大,温升较高,所以本设计采用一端固定,一端游动的轴承固定方式。并且是三支承方式。4.4.4 轴承装置的设计要想保证轴承顺利的工作、 ,除了正确选择轴承类型和尺寸外,还应该正确设计轴承的装置。轴承装置的设计主要是正确解决轴承的安装、配置、紧固、调节、润滑、密封等问题。下面提出一些设计中注意的要点。1、轴承的配置一般来说,一根轴需要两个支点,每个支点可由一个或一个以上的轴承组成。合理的轴承配置应考虑轴在机器中有正确的位置、防止轴向窜动以及轴受热膨胀后导致将轴承卡死等因素。常用的轴承配置方法有以下三种:(1)双支点单向固定这种轴承配置常用两个反向安装的角接触球轴承或圆锥滚子轴承,两个轴承各限制一个方向的轴向移动。(2)单支点双向固定 黄河科技学院毕业设计说明书 第 23 页对于跨距较大(如大于 350mm)且工作温度较高的轴,其热伸长量大,应采用一支点双向固定,另一支点游动的支承结构。作为固定支承的轴承,应能承受双向轴向载荷,故内外圈在轴向都要固定。作为补偿轴的热膨胀的游动支承,若使用的是内外圈不可分离型轴承,只需固定内圈,其外留在座孔内应可以轴向游动。 (3)两端游动支承对于一对人字齿轮轴,由于人字齿轮本身的相互轴向定位作用,它们的轴承内外圈的轴向紧固应设计成只保证其中一根轴相对机座有固定的轴向位置,而另一根轴上的两个轴承都必须是游动的,以防止齿轮卡死或人字齿的两侧受力不均匀。首先通过 BT40 主轴的工作情况来说,是内圈旋转,外圈固定。BT40 主轴的转速为8000prm,额定转矩为 42Nm,属于高速中载的工作条件。由于高速旋转,轴承等安装在轴上的零件会和轴有摩擦,并产生大量的热。虽然水冷却系统能带走一部分热能,但仍会导致因温升而产生热伸长。因此,必须采用“一支点双向固定,另一支点游动”的轴承配置形式。作为固定支承的轴承,应能承受双向轴向载荷,内外圈在轴上都要固定。而作为补偿轴的热膨胀的游动支承,固定内圈,外圈在坐孔内可以游动,给轴的热膨胀留余空间。在本次设计中,受力不是很大,选取前三后二的支承方式。2、轴承的配合配合的目的是使轴承内圈或外圈牢固地与轴或外壳固定,以免在相互配合面上出现不利的轴向滑动。这种不利的轴向滑动(称做蠕变)会引起异常发热、配合面磨损(进而使磨损铁粉侵入轴承内部) 以及振动等问题,使轴承不能充分发挥作用。因此对于轴承来说,由于承受负荷旋转,一般必须让套圈带上过盈使之牢固地与轴或外壳固定。配合的选择一般按下述原则进行:根据作用于轴承的负荷方向、性质及内外圈的哪一方旋转,则各套圈所承受的负荷可分为旋转负荷、静止负荷或不定向负荷。承受旋转负荷及不定向负荷的套圈应取静配合(过盈配合),承受静止负荷的套圈,可取过渡配合或动配合(游隙配合)。轴承负荷大或承受振动、冲击负荷时,其过盈须增大。采用空心轴、薄壁轴承箱或轻合金、塑料制轴承箱时,也须增大过盈量。要求保持高旋转时,须采用高精度轴承,并提高轴及轴承箱的尺寸精度,避免过盈过大。如果过盈太大,可能使轴或轴承箱的几何形状精度影响轴承套圈的几何形状,从而损害轴承的旋转精度。 黄河科技学院毕业设计说明书 第 24 页非分离型轴承(例如深沟球轴承)内外圈都采用静配合,则轴承安装、拆卸极为不便,最好将内外圈的某一方采用动配合。所以本次设计的外圈为过硬配合,轴承内圈采用动配合 8。 3、 轴承的润滑润滑对于滚动轴承具有重要意义,轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阻力,还可以起散热、减小接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。所以本次设计根据工作情况选用脂润滑。脂润滑的优点:润滑膜强度高,能够承受较大的载荷,不易流失,容易密封,一次加脂可以维持相当长的一段时间,方便简单。
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