word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯目錄中文摘要，中文關鍵字---------------------------------2英文摘要，英文關鍵字---------------------------------3第一章臥式車銑復合加工中心發(fā)展概述----------------4第二章總體方案設計-------------------------------14第三章后立柱進給系統(tǒng)的設計計算----------------------17第四章后立柱主軸的設計與計算------------------------45第五章電氣原理圖的-------------------------------67第六章其他--------------------------------------72參考文獻--------------------------------------------74外文原文--------------------------------------------76外文翻譯--------------------------------------------81致謝 摘要本次設計的題目是“臥式車銑復合加工中心后立柱及其進給系統(tǒng)設計”，包括總體方案的比較與制定、后立柱及其進給系統(tǒng)設計、控制電路設計（包括輔助電路及操作系統(tǒng)），后立柱及其進給系統(tǒng)關鍵零件設計，相關機械部件的校核設計。其中后立柱副動力頭傳動系統(tǒng)和后立柱縱向進給的設計是核心內容，主要包括：方案比較與制定、變頻調速電動機的選擇、軸承的選擇及軸承壽命的校核、伺服電機的選型，滾珠絲杠的選型等。 關鍵詞：臥式車銑復合加工機床后立柱及進給系統(tǒng)伺服電機滾珠絲杠 AbstractKeywords:HorizontalturningandmillingcompoundcenterAfterpillarandfeedsystemservomotor ballscrew 第一章臥式車銑復合加工中心發(fā)展概述一、復合機床的發(fā)展概況復合機床是當前世界機床技術發(fā)展的潮流。復合加工在保持工序集中和消除（或減少）工件重新安裝定位的總的發(fā)展趨勢中，使更多的不同加工過程復合在一臺機床上，從而達到減少機床和夾具，免去工序間的搬運和儲存，提高工件 加工精度，縮短加工周期和節(jié)約作業(yè)面積的目的。這不僅能夠滿足用戶在減少占地面積，減少零件傳送和庫存，保證加工精度等方面的需求，而且也適應了現(xiàn)代社會的節(jié)能減排要求。目前越來越多的復雜零件采用復合機床進行綜合加工， 復合機床成為各國機床制造商開發(fā)的熱門產(chǎn)品。復合機床大體可分為三類：第一類是以車削為主體的復合加工機床，如車銑復合中心、小型五軸車銑復合中心、車銑復合加工單元等；第二類是以銑削為主體的復合加工機床，如五軸棒料加工中心；第三類為車磨復合加工機和倒置式車磨復合中心。先進的復合加工機床用雙主軸、雙刀架、九軸控制，可實現(xiàn)四至五軸聯(lián)動，機床可以在一次安裝下完成所有車、銑、鉆工序加工。車銑復合加工(后面簡稱車銑加工)不是單純的將車和銑兩種工藝合并到一臺機床上。車銑復合加工運動復雜，影 響表面加工質量的因素多(如刀具轉速、工件轉速、軸向進給量、切削深度、工件直徑、刀具直徑、刀齒數(shù)、工件與刀具的夾角和偏心量、刀具角度等)，而且這些因素的影響又相互耦合，使得車銑復合加工工藝參數(shù)選擇變得尤為復雜， 目前尚未完全揭示出車銑復合加工參數(shù)對加工表面質量的影響規(guī)律，這在一定程度上影響了車銑復合加工技術的推廣和應用。眾所周知，一方面車銑復合加工機床售價仍然很高，同時也缺乏相應的工藝技術支持，盡管車銑復合加工具有非常好的加工優(yōu)勢，許多企業(yè)還是望而興嘆；另一方面，我國的軍工企業(yè)進口的高檔車銑復合加工中心，由于缺乏豐富的車銑工藝技術支持，未能充分發(fā)揮出車銑復合加工裝備的優(yōu)勢。因此研究車銑復合加工工藝技術不僅意義重大，而且具 有廣闊的應用前景。與其它科學技術一樣，車銑技術的產(chǎn)生和發(fā)展與生產(chǎn)實踐是分不開的。高速、精密、復合、智能和綠色是數(shù)控機床技術發(fā)展的總趨勢，近幾年來，在實用化和產(chǎn)業(yè)化等方面取得可喜成績。主要表現(xiàn)在：1.機床復合技術進一步擴展隨著數(shù)控機床技術進步，復合加工技術日趨成熟。包括銑-車復合、車銑復合、車-鏜-鉆-齒輪加工等復合，車磨復合，成形復合加工、特種復合加工等，復合加工的精度和效率大大提高?！耙慌_機床就是一個加工廠”、“一次裝卡，完全加工”等理念正在被更多人接受，復合加工機床發(fā)展正呈現(xiàn)多樣化的態(tài)勢。2.智能化技術有新突破數(shù)控機床的智能化技術有新的突破，在數(shù)控系統(tǒng)的性能上得到了較多體現(xiàn)。如：自動調整干涉防碰撞功能、斷電后工件自動退出安全區(qū)斷電保護功能、加工零件檢測和自動補償學習功能、高精度加工 零件智能化參數(shù)選用功能、加工過程自動消除機床震動等功能進入了實用化階段，智能化提升了機床的功能和品質。3.機器人使柔性化組合效率更高機器人與主機的柔性化組合得到廣泛應用，使得柔性線更加靈活、功能進一步擴展、柔 性線進一步縮短、效率更高。機器人與加工中心、車銑復合機床、磨床、齒輪加工機床、工具磨床、電加工機床、鋸床、沖壓機床、激光加工機床、水切割機床等組成多種形式的柔性單元和柔性生產(chǎn)線已經(jīng)開始應用。 二、車銑復合加工中心的發(fā)展車銑復合加工中心是將車削中心和加工中心的加工特點集于一臺機床之上，一次裝夾進行多工序完全加工（DONEINONE），能為用戶帶來提高加工效率、降低零件加工成本和提高加工精度等好處。所以，這種機床一經(jīng)問世，就很受用戶歡迎，發(fā)展迅速。我們從近幾屆展覽會上可以看出，復合加工中心展品是越來越多，技術和工藝水平也越來越高，形式也呈多樣化。車銑復合加工機床上有立、臥兩種形式；加工特點分為：1）以車削為主，如：臺灣崴立的VTC1600、杭州友佳的HT30sy；2）以銑削為主，如：沈陽一機的HTM40100h、齊重數(shù)控的HDVTM160和大連機床的VHT800。以銑削為主的銑車復合加工中心均為多軸五聯(lián)動機床。產(chǎn)品各具特點：根據(jù)不同的用戶群和零件加工需要，機床的結構形式和加工性能也有所不同。沈陽一機的HTM40100h和大連機床的VHT800是在五軸聯(lián)動加工中心的基礎上增加了車削功能；江蘇新瑞LWV600、齊重數(shù)控的HDVTM160和中傳重機的DVMT40則是在立式車削中心的基礎上增加了銑削功能。由于用戶多為航天航空、軍 工、船舶等領域，對于零件的加工精度要求很高，因此這些設備在加工精度和精度保持性方面下了很大的功夫，如：大連科德的CXK50和CXK65的定位精度達到了0.006mm，重復定位精度0.003mm，為以上同類產(chǎn)品中精度最高的。三、車銑復合加工中心的發(fā)展趨勢 車銑復合加工技術的先進理念就是提高產(chǎn)品質量和縮短產(chǎn)品制造周期，是一種集成了現(xiàn)代先進控制技術、精密測量技術和CAD/CAM應用技術的先進機械加工技術。該技術提供了一種完善的加工解決方法：一次裝夾可實現(xiàn)零件多個表面或復雜形面的加工，大大簡化了工件裝夾和刀具系統(tǒng)的復雜性，減少了夾具和非生產(chǎn)時間。它不僅能夠滿足用戶在提高生產(chǎn)效率，保證加工精度，減少零件傳送和庫存，減少占地面積等方面的需求，也符合現(xiàn)代社會的節(jié)能減排要求，其工藝范圍之廣和能力之強，已成為當今復合加工機床的佼佼者，是當前世界范圍內最先進的機械加工設備之一。航空航天、軍工、船舶產(chǎn)品的制造領域一直是先進制造技術發(fā)揮作用的重要舞臺，車銑復合加工技術在這些領域的應用具有很大的優(yōu)勢，特別是對一些形狀復雜的異形零件的加工優(yōu)勢更為凸顯。隨著航空航天、軍工、船舶領域產(chǎn)品的更新?lián)Q代速度日益加快，工序分散的加工設備將會被工序集中的柔性、自動化設備所取代，這為車銑復合加工中心提供了更為廣闊的發(fā)展和應用空間。由此可見，車銑復合加工中心技術的應用會越來越廣泛，并朝著更高的精度、更高的效率、更廣的工藝范圍和模塊化方向發(fā)展。四、車銑復合加工特點車銑復合加工是利用銑刀旋轉和工件旋轉的合成運動 來實現(xiàn)對工件的切削加工，使工件在形狀精度、位置精度、表面粗糙度及殘余應力等多方面達到使用要求一種先進切削加工方法。它不是車削與銑削的簡單結合，而是在當今數(shù)控技術得到較大發(fā)展的條件下產(chǎn)生的一種高新切削技術。 車銑復合加工包括銑刀旋轉、工件旋轉、銑刀軸向進給和徑向進給四個運動。銑刀的旋轉運動是主切削運動。切削速度由銑刀旋轉速度和工件旋轉速度共同決定，其中銑刀旋轉速度是決定切削速度的主要因素，特別是在高速車削加工 中，工件旋轉速度對切削速度的影響可以被忽略。切削的進給速度由工件旋轉速度、銑刀軸向進給速度和徑向進給速度三個基本速度共同決定，其中工件旋轉速度對進給速度的影響遠大于其它兩個速度。工件旋轉產(chǎn)生的切向線速度即為銑 刀的周向速度，它的大小等于工件的轉速與工件周長的乘積；銑刀的軸向進給速度等于工件的轉速與銑刀在工件每轉時沿上件軸向移動的距離的乘積。銑刀的直線進給運動根據(jù)不同加工的需要可采用軸向進給或徑向進給運動。 車銑復合加工不是單純的將車和銑兩種加工手段合并 到一臺機床上，而是利用車銑臺成運動來完成各類表面的加工。依據(jù)工件旋轉軸線與刀具旋轉軸線相對位置的不同，車銑加工主要可分為軸向車銑、正交車銑以及一般車銑。依據(jù)工件和刀具旋轉相對方向不同，它們又都分為順銑和逆銑曲word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯種不同的形式。種不同的形式。其中軸向車銑和正交車銑是應用范圍最廣泛的兩類車銑加工方法(圖a)，它們分別有各自的特點和局限性。軸向車銑由于銑刀與工件的旋轉軸線相互平行，因此它不但可以加工外圓表面，也可以加工內孔表面。但由于它們的旋轉軸線相互平行，如銑刀直徑小于其主軸箱體徑向尺寸時，就限制了銑刀的縱向行程，這種情況下不適宜用軸向車銑加工軸向行程較長的外圓表面或較深的內孔表面。與此相反，如銑刀直徑大于其主軸箱體徑向尺寸時，軸向車銑也可進行外圓和深孔內表面的車銑加工。正交車銑由于銑刀與工件的旋轉軸線相互垂直，它不與其它傳統(tǒng)切削方法一樣，并不是所有零件的切削加工都適用于車銑復合加工，它只是在一些特定條件下能夠充分發(fā)揮它的加工優(yōu)勢。(a)軸向車銑示意圖(b)正交車銑示意圖圖1車銑加工不同加工方式示意圖作為一種先進的金屬切削方法，其主要優(yōu)點為：(1)車銑復合加工屬于間斷切削，間斷切削使刀具有充足的冷卻時間，因此無論加工何種材料，刀具切削溫度相對較低。(2)與傳統(tǒng)車削相比，車銑復合加工極易實現(xiàn)高速切削，因此高速切削的一切優(yōu)點可在車銑復合加工中得以體現(xiàn)。如切削力比傳統(tǒng)切削可下降30％，切削力的下降就意味著引起工件變形的徑向力的明顯下降，這有利于提高薄壁件和細長件加工的形狀精度。同時由于切削力較小，機床和刀具承受 的負荷小，也有利于機床精度的保持。(3)由于車銑復合加工的切削速度是由工件和刀具的回轉運動共同合成的，因此不需要使工件高速旋轉也能實現(xiàn)高速切削，有利于對大型工件進行高速切削。尤其對于大型鍛件毛坯，工 件的超低速旋轉將消除因工件偏心而引起的振動，這些特點使得此類工件的切削過程十分平穩(wěn)，有利于減少被加工件的形狀誤差。(4)工件轉速相對較低，加工薄壁件時幾乎沒有由于離心力 產(chǎn)生的變形。(5)當采用高速車銑時，切削變形過程主要是絕熱剪切，故切屑和刀具帶走熱量較多，因此工件溫度相對較低，熱變形小。 (6)使用較大的縱向進給也能得到較小的表面粗糙度。(7)車銑復合加工機床可以使所加工的工件在一次裝夾中完成幾乎所有的車、銑、鉆、鏜等工序，不需更換機床，大大縮短生產(chǎn)周期，防止了重復裝夾誤差。 (8)當車削長而細且中間無支撐的零件時，采用車銑加工可 以大大減少零件發(fā)生的彎曲變形。(9)車銑復合加工使用多刃刀具進行切削，其易斷屑和排屑，刀具磨損小，這對新型難加工材料、大型回轉體毛坯(如大 型軋輥)的加工十分有益，省去了多次換刀的麻煩。 (10)對于微小零件采用車銑加工，很好的解決了微細軸加工時切削速度低的問題，也為基于微小型回轉體零件的完整加工提供了可行方案。雖然車銑復合加工有諸多優(yōu)點，但目前還存在一些缺點： (1)車銑復合加工工藝在國內還不成熟，影響加工效果。在車銑加工中，影響加工表面粗糙度的因素比較多，如刀具的軸向進給量、刀具于工件的轉速比、刀具半徑與齒數(shù)、刀具的偏心量、吃刀深度等，要全面掌握這些參數(shù)的影響規(guī)律難 度大。(2)由于對車銑復合加工工藝沒有完全掌握，為了保證加工質量，實際加工中往往使工件轉速較低，刀具進給速度慢，導致加工效率低、生產(chǎn)成本增加，從而嚴重影響了車銑復合 加工技術的應用推廣。第二章總體方案設計2.1車銑復合機床運動形式分析：對于車削功能：對于車削功能：切削運動車刀架的移動—進給運動電磁制動器—制動主軸變頻器—正反轉主軸變頻器—調速主軸旋轉—主運動輔助運動——立柱的快速移動，工件的夾緊和松開，冷卻、潤滑液的開關等。此外，在車六方刀架上安裝動力頭及鉆頭和鏜刀，再配合刀架的適當轉位，即可實現(xiàn)鉆孔和鏜削功能。對于銑削功能：銑削運動工件和銑刀的移動—進給運動銑削動力頭變頻器—正反轉銑削動力頭變頻器—調速銑刀的旋轉—主運動輔助運動——立柱的快速移動，工件的夾緊和松開，冷卻、潤滑液的開關、以及自動換刀裝置的取刀和換刀等?；旱拈_關、以及自動換刀裝置的取刀和換刀等。2.2整體方案的比較該機床具有雙車削動力頭和雙銑削動力頭，其中主車削動力頭主要進行毛胚件的初步粗加工，副動力頭主要完成零件的精密加工，主刀架刀具具有自動換刀功能，可實現(xiàn)車銑一體化，副刀架可進行工件端面或圓周面的輔助加工。下圖是滿足該機床功能的方案圖：1、主動力頭變頻電機；2、皮帶輪；3、主軸箱；4、主卡盤；5、主動力刀架；6、前立柱；7、刀庫；8、副卡盤；9、操控面板；10、多刀位回轉刀架；11、副動力頭變頻電機；12、副主軸箱；13、床身；14、電控柜；15、前立柱縱向進給系統(tǒng)；16、副動力頭縱向進給系統(tǒng)；17、多刀位刀架縱向進給系統(tǒng)。該方案整體加工能力強，操控方便，并且采用兩個主軸，增強了機床的性能。主卡盤采用四抓單動卡盤，夾緊力大，夾緊可靠，可進行毛胚件的初步粗加工；副卡盤為三抓卡盤，可實現(xiàn)自定心加工，加工精度高。由各方面的考慮，故將此方案作為此次設計的原型。第三章后立柱進給系統(tǒng)的設計計算3.1數(shù)控機床進給系統(tǒng)的結構與組成進給伺服系統(tǒng)由伺服驅動裝置、位置檢測元件及位置調節(jié)器等組成,如下圖3.1所示.伺服驅動裝置包括伺服電機及控制單元.位置檢測元件起著測量和反饋兩個作用,它發(fā)出的信號已傳送給位置調節(jié)器從而構成閉環(huán)控制.機械傳動裝置的作用是傳遞和轉換進給伺服電動機的運動,并帶動工作臺移動包括減速器、滾珠絲杠副機構等。圖3.1數(shù)控機床進給伺服系統(tǒng)3.2進給伺服系統(tǒng)的控制方式word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯根據(jù)進給伺服系統(tǒng)實現(xiàn)自動調節(jié)方式的不同,可以分為開環(huán)控制與閉環(huán)控制.閉環(huán)控制方式通常是具有位置反饋的伺服系統(tǒng)。根據(jù)位置檢測裝置所在位置的不同，閉環(huán)系統(tǒng)又分為半閉環(huán)系統(tǒng)和全閉環(huán)系統(tǒng)。半閉環(huán)系統(tǒng)具有將位置檢測裝置裝在絲杠端頭和裝在 電機軸端兩種類型。前者把絲杠包括在位置環(huán)內，后者則完全置機械傳動部件于位置環(huán)之外。全閉環(huán)系統(tǒng)的位置檢測裝置安裝在工作臺上，機械傳動部件整個被包括在位置環(huán)之內。開環(huán)系統(tǒng)的定位精度比閉環(huán) 系統(tǒng)低，但它結構簡單、工作可靠、造價低廉。由于影響定位精度的機械傳動裝置的磨損、慣性及間隙的存在，故開環(huán)系統(tǒng)的精度和快速性較差。全閉環(huán)系統(tǒng)控制精度高、快速性能好，但由于機械傳動 部件在控制環(huán)內，所以系統(tǒng)的動態(tài)性能不僅取決于驅動裝置的結構和參數(shù)，而且還與機械傳動部件的剛度、阻尼特性、慣性、間隙和磨損等因素有很大關系，故必須對機電部件的結構參數(shù)進行綜合考慮才能滿足系統(tǒng)的要求。因此全閉環(huán)系 統(tǒng)對機床的要求比較高，且造價也較昂貴。閉環(huán)系統(tǒng)中采用的位置檢測裝置有：脈沖編碼器、旋轉變壓器、感應同步器、磁尺、光柵尺和激光干涉儀等。數(shù)控機床的進給伺服系統(tǒng)中常用的驅動裝置是伺服電 機。伺服電機有直流伺服電機和交流伺服電機之分。交流伺 服電機由于具有可靠性高、基本上不需要維護和造價低等特點而被廣泛采用。3．3伺服進給系統(tǒng)機械傳動機構設計的一般要求伺服進給系統(tǒng)機械傳動機構是指將電動機的旋轉運動，變?yōu)楣ぷ髋_或刀架的運動的整個機械傳動鏈，包括引導和支 撐執(zhí)行部件的導軌、絲杠螺母副、齒輪齒條副、蝸桿副、齒輪或齒鏈副及其支撐部件等。由于進給傳動系統(tǒng)的精度、靈敏度、穩(wěn)定性直接影響了數(shù)控機床的定位精度和輪廓加工精度，因此，在機械傳動機構的設計中應滿足下列要求： (1)提高傳動部件的剛度一般來說，數(shù)控機床的直線運動的定位精度和分辨率都要達到微米級，回轉的定位精度和分辨率都要達到角秒級，如果傳動部件的剛度不足，必然會導致傳動部件產(chǎn)生彈性變 形，工作臺產(chǎn)生爬行、振動和反向死區(qū)，影響系統(tǒng)的定位精度、動態(tài)穩(wěn)定性和響應的快速性。關于機械傳動機構的傳動剛度，主要取決于絲杠螺母副、蝸桿副及其支撐結構的剛度?？s短傳動鏈、合理選擇絲杠以及絲杠螺母副的支撐部件等， 施加預緊力是提高傳動剛度的有效途徑。(2)高諧振為了提高系統(tǒng)的抗振性，應使機械傳動部件具有高的固有頻率和合適的阻尼，一般要求機械傳動系統(tǒng)的固有頻率應高于 伺服驅動系統(tǒng)固有頻率的2～3倍。(3)摩擦阻力小為了提高伺服進給系統(tǒng)的快速響應特性，保證其運動平穩(wěn)、定位準確，除對伺服元件提出要求外，還必須減小運動 件的摩擦阻力和動、靜摩擦系數(shù)之差。機械傳動機構的摩擦阻力主要來自絲杠螺母副和導軌。為了減小摩擦阻力，普遍采用滾珠絲杠螺母副、靜壓絲杠螺母副、滾動導軌和塑料導 軌。(4)減小傳動部件的慣量傳動部件的慣量對伺服機構的起動和制動特性都有影響，尤其是處于高速運轉的零件，由于對進給系統(tǒng)的加速度要求較高。在驅動電機一定時，傳動部件的慣量直接決定了進給系統(tǒng)的加速度，它是影響進給系統(tǒng)快速性的主要因素。 因此，在滿足系統(tǒng)強度和剛度的前提下，應盡可能減小零部件的重量、直徑，以降低慣量，提高快速特性。(5)無間隙機械傳動部件之間的間隙是造成伺服進給系統(tǒng)反向死 區(qū)的一個主要原因，因此，對傳動鏈的各個環(huán)節(jié)，如聯(lián)軸器、齒輪副、蝸桿副、絲杠螺母副及其支撐部件等，均采用消除間隙的結構措施或施加預緊力。3．4滾珠絲杠螺母副的原理及支撐方式 滾珠絲杠螺母傳動屬于滾動螺旋傳動。滾動螺旋傳動的 滾動體有滾珠和滾子兩大類，其應用最廣泛的是以滾珠為滾動體的滾珠絲杠螺母傳動。滾珠絲杠螺母副作為精密、高效的傳動元件在數(shù)控機床得到廣泛應用，在機械工業(yè)、交通運 輸、航天航空、軍工產(chǎn)品等領域應用也很普遍，可作精密定 位自動控制、動力傳遞和運動轉換。一、滾珠絲杠螺母副的原理及特點滾珠絲杠螺母副是由絲杠、螺母、滾珠等零件組成的機械元件，基結構原理如圖3．1所示：在絲杠和螺母上都有 半圓形的螺旋槽，當他們套裝在一起時便成了滾珠的螺旋滾道。螺母上有滾珠回珠滾道，將數(shù)圈螺旋滾道的兩端連接成封閉的循環(huán)滾道，滾道裝滿滾珠，當絲杠旋轉時，滾珠在滾道內自轉，同時又在封閉滾道內循環(huán)，使絲杠和螺母相對產(chǎn)生軸向運動。生軸向運動。當絲杠(或螺母)固定時，螺母(或絲杠)即可產(chǎn)生相對直線運動，從而帶動工作臺或其他移動件作直線運動。滾珠絲杠副具有如下特點：(1)傳動效率高滾動摩擦的摩擦損失小，傳動效率n=0．92,---0．94，是普通滑動絲杠的3-4倍。(2)摩擦力小因其動、靜摩擦系數(shù)小，故傳動靈敏、運動平穩(wěn)、低速不易爬行，隨動精度和定位精度高。(3)可預緊滾珠絲杠副經(jīng)預緊后可消除軸向間隙，有助于定位精度和剛度的提高，即使反向也沒有空行程，反向定位精度高，且傳動平穩(wěn)。(4)定位精度和重復定位精度(5)有可逆性因滾珠絲杠副摩擦系數(shù)小，所以不僅將旋轉運動轉換為直線運動，也可以將直線運動轉換為旋轉運動，絲杠和螺母既可作主動件，也可作從動件。 (6)使用壽命長滾珠絲杠副采用優(yōu)質合金鋼制成，其滾道表面淬火硬度達60～62HRC，表面粗糙度小，而且是滾動摩擦。故磨損很小，使用壽命長。 (7)同步性好 用幾套相同的滾珠絲杠副同時傳動幾個相同的部件或裝置時，可獲得較好的同步性。二、滾珠絲杠螺母副的支撐方式 數(shù)控機床的進給系統(tǒng)要獲得高的傳動精度，除了滾珠絲 杠副本身的剛度外，滾珠絲杠的正確安裝及支撐結構也不容忽視。滾珠絲杠副作為數(shù)控機床關鍵功能部件之一，它的安裝形式的優(yōu)劣很大程度上決定了機床的運動精度和加工精 度。在現(xiàn)有機床中，滾珠絲杠的安裝方式一般有五種：a、 一端固定，一端自由；b、一端固定，一端游動；c、兩端游動；d、兩端固定；e、絲杠固定，螺母旋轉；常見的四種主要支承形式見圖3—2。其各安裝方式所適用的加工狀況如 下：方式a適用于低速回轉、絲杠較短的情況；方式b適用 于中速回轉、高精度的情況；方式c適用于中速回轉的情況。方式d適用于高速回轉、高精度的情況。圖3-2滾珠絲杠螺母副的支承形式3．5滾珠絲杠螺母副的預緊和滾珠絲杠的預拉伸現(xiàn)代數(shù)控機床伺服進給系統(tǒng)的機械傳動機構設計的一個突出特點是：廣泛采用施加預緊力來消除間隙、提高傳動剛度從而避免增大傳動零件的尺寸，并使傳動剛度接近于常數(shù)，這給伺服進給系統(tǒng)的調試帶來了方便。一、滾珠絲杠螺母副的預緊滾珠絲杠螺母副的預緊是提高滾珠絲桿副的反向傳動精度和傳動剛度，減小傳動系統(tǒng)間隙的重要措施。滾珠絲杠螺母副的預緊常采用各種形式的雙螺母機構。為使預緊后的雙螺母機構在正向傳動鏈受力運行時，其反向傳動鏈仍保證無間隙出現(xiàn)，則一般要求施加一個合理的預緊力。預緊力過大會造成傳動效率的降低、摩擦力增加、磨損增大、使用壽命降低等缺陷。因此，預緊力的大小可通過理論計算求取，計算公式如下：（1）(1)當最大軸向工作載荷不能確定時：aCFP式中FP――施加的預緊力―――預加負荷系數(shù) 3tPL3tPLkC＝mwC――額定動載荷，afafc，（L;預期運行距離a S （km）；P:滾珠絲桿副導程（mm）；Fm：當量載荷（N）;f： h w負荷系數(shù)；fa：精度系數(shù)；f：可靠性系數(shù)） c（2）當最大軸向工作載荷能確定時： 1FF P3max式中Fmax＝最大軸向工作載荷 二、滾珠絲杠的預拉伸 滾珠絲杠安裝時，一定要確保其軸線同與之配套導軌的軸線平行，另一方面要考慮滾珠絲杠溫升對滾珠絲杠造成的影響。因為滾珠絲杠運轉時，其溫度的升高會影響到絲杠的 傳動精度，因隨著滾珠絲杠溫度的升高，熱應力效應會使?jié)L 珠絲杠軸向伸長，這點在高速高精度的機床中影響比較顯著。為避免滾珠絲杠因溫度的升高而產(chǎn)生的軸向伸長變形造成的影響，我們在安裝時采用預拉力來補償此變形。但過大 的預拉力會燒壞支撐軸承，因此，需對預拉力與變形量進行 理論計算，其計算公式如下：(假設滾珠絲杠材料為$55C或SCM450、感應熱處理硬度為HRC58-62。)滾珠絲杠熱變形量L LKLU式中K----滾珠絲杠線膨脹系數(shù)（11.610－6/C）----滾珠絲杠溫度變化值（C）uuL――滾珠絲杠副的有效行程（mm）滾珠絲杠副的預緊力Ft（N）u22t4dLELF式中E------彈性模量（2.125mm/10N）d2-----滾珠絲杠螺紋底徑（mm）由于過大預拉力會燒壞支撐軸承，在取值上采用溫度變化值小于5℃的預拉值。根據(jù)絲杠生產(chǎn)商提供的絲桿溫升一工作時間曲線中，發(fā)現(xiàn)在滾珠絲杠溫度升高5℃后，溫度趨于平穩(wěn)。滾珠絲杠預拉的結構實現(xiàn)通過公式(3-3)與(3-4)，我們能把握好滾珠絲杠的變形趨勢，針對此情況來設計滾珠絲杠的安裝支撐結構，使其結構具有預拉的功能，來消除因溫度升高而產(chǎn)生的熱變形。與伺服電機直接聯(lián)接的一端，則采用固定安裝結構，使?jié)L珠絲桿的軸向游隙幾乎為零。另一端則有三種結構，均能很好的達到其預拉目的，如圖3-3所示：圖3-3絲桿預拉伸安裝方式上述三種結構中，圖a與圖b原理一致，都是采用調整墊片來補償，不同之處在于采用的潤滑方式，圖a采用油潤滑，而圖b采用脂潤滑。其工作原理：將各零件均按圖裝配好后，其絲杠處于自由無拉伸狀態(tài)，此時將軸承套與床身聯(lián) 接的螺釘松開，用另一墊片替換原有的墊片，要求此墊片比原有的厚，具體尺寸由滾珠絲杠熱變形量越尺寸決定，通過鎖緊螺母使絲杠達到預拉狀態(tài)。3.6總體方案設計 為了滿足以上參數(shù)要求，采取以下技術方案。床身采用燕尾型導軌。對滾珠絲杠螺母副進行預緊。采用伺服電動機驅動。 采用凸緣聯(lián)軸器將伺服電動機與滾珠絲杠直連。 3.7設計計算一、滾珠絲杠的動載荷計算與直徑的估算 （1）滾珠絲杠基本導程計算 伺服電機一般最高轉速錯誤!未找到引用源。為1000r/min或1500r/min。如果伺服電機通過聯(lián)軸器與絲杠直接連接，即i=1.假設工要求達到V=10m/min，取電機轉速1000r/min。錯誤!未找到引用源。,則絲杠的最高轉速錯誤! 未找到引用源。=1000r/min. v 100010Lmaxmm10mm絲杠基本導程為：onmax 1000 L=10mm2）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速和平均載荷作用在滾珠絲杠上的進給牽引力主要包括切削時的走作用在滾珠絲杠上的進給牽引力主要包括切削時的走刀抗力以及移動件的重量和切削分力在導軌上的摩擦力。因而其數(shù)值的大小與導軌的型式有關，在設計中采用的是加有導軌塊的燕尾型導軌，滾珠絲杠的最大載荷為切削時的最大進給力加上摩擦力；而最小載荷為摩擦力。已知最大縱向進給力錯誤!未找到引用源。N=4550，工作臺質量m=200kg，采用燕尾型導軌，則：因燕尾型導軌的摩擦因數(shù)μ取0.2，由于采用60錯誤!未找到引用源。傾斜床身，故θ=60錯誤!未找到引用源。。絲杠的最小載荷錯誤!未找到引用源。：mincossin546.41FmgumguN絲杠的最大載荷錯誤!未找到引用源。：max5096.46fFFFN當載荷按照單調或周期性單調連續(xù)變化時，則可用下式求得軸向工作載荷（平均載荷）錯誤!未找到引用源。和平均轉速錯誤!未找到引用源。:maxmin225096.46546.413579.7833mFFFN滾珠絲杠最高轉速定為錯誤!未找到引用源。1000r/min,假定工作臺最小進給速度為mm/min1，則滾珠絲杠的最低轉速為：3579.78mFNmin546.41FNmax5096.46FN可取錯誤!未找到引用源。為0，則滾珠絲桿的平均轉速為：錯誤!未找到引用源。 nn 10000nmax min 500r/min500/minm500/minmnr二、計算最大動載荷C （1）選用滾珠絲杠副的直徑d0時，必須保證在一定軸向 載荷作用下，絲杠在回轉100萬轉（106轉）后，在它的滾道上不產(chǎn)生點蝕現(xiàn)象。這個軸向負載的最大值即稱為該滾珠絲杠能承受的最大動負載C，用下式計算選擇： Ff 60Ln1 C m w( hm)3 ftfhfafk 106 式中Lh--額定壽命，15000hnm--絲杠轉速，r/min，用下式計算 ft---溫度系數(shù)，查表——3-23，工作溫度小于100℃，取ft=1 fh---硬度系數(shù)，查表——3-24，fh=1； f---精度系數(shù)，查表——3-25，取fa=1； afw---負載性質系數(shù)，查表——3—26，fw=1.0f---可靠性系數(shù)，查表——3—27，取fk=0.62，可靠度為k95%. Ff 60LnCmw(hm) ffff106thak 3579.781601500050013 1110.62 106 C44246.6N 44246.6N（2）滾珠絲杠螺紋小徑錯誤!未找到引用源。的計算式中錯誤!未找到引用源。——絲杠公稱直徑，錯誤!未找到引用源。；錯誤!未找到引用源?！菁y滾道曲率半徑；錯誤!未找到引用源。——偏心距式中鋼球直徑錯誤!未找到引用源。，P為螺距P=10mm，則錯誤!未找到引用源。式中錯誤!未找到引用源。,錯誤!未找到引用源。,接觸角錯誤!未找到引用源。按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑2md（3）根據(jù)定位精度的要求估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形已知縱向的重復定位精度為5um，則max111~5(1.67~2.5)32mmmax211~12(2.4~3)54mm取上述計算結果的最小值，即max=1mword文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯（（2）估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑2md滾珠絲杠螺母的安裝方式擬采用兩端固定支撐方式，滾珠絲杠螺母副的兩個固定支撐之間的距離為:錯誤!未找到引用源。取01.4+30=1.41380+3010)2232LLmm行程（錯誤!未找到引用源。則，02max546.4122320.0390.03933.331.67mFLdmm其中a為支撐方式系數(shù)，絲杠要求預拉升，取兩端固定的支撐形式，a=0.039；所以，d2m≈33.33mm三、滾珠絲杠螺母副的選型根據(jù)以上算得的最大動負載amC，2md，0L初步選定型號為FFZD5010-5的滾珠絲杠，其名義直徑為mm50,滾珠的排列為5圈2列，額定動載荷為55600N，滿足Z軸進給方向的要求。精度等級按《機電裝備設計課程設計指導書》表4-15選為3級。四、傳動效率計算滾珠絲杠螺母副的傳動效率：maxmin10000500/min22mnnnr式中---絲杠螺旋升角；---摩擦角，滾珠絲杠的滾動摩擦系數(shù)233.33mdmmf0.003~0.004，其摩擦角約等于10'。由選用的FFZD5010-5的滾珠絲杠的相關數(shù)據(jù)可知絲杠螺旋 升角γ=3°38′40″95.6%95.6%計算滾珠絲杠的預拉伸力Ft 已知滾珠絲杠的螺紋底經(jīng)為44.3mm，滾珠絲杠的溫升變化值t2?C，則Ft1.81td221.81244.327104.2N（1）計算軸承所承受的最大軸向載荷FBmax1F FF (7014.25096.46)N9652.44NBmax t2amax 2 （2）計算軸承的預緊力FBP 1 1FF 9652.443217.48NBP3Bmax3 (3)計算軸承的當量載荷FBam FBamFBPFM(3217.483579.87)N6797.35N （4）計算軸承的基本額定動載荷C已知軸承的工作轉速與滾珠絲杠的當量轉速nm相同，為500r/min,軸承的額定壽命L=20000h,軸承所承受的軸向載荷FBP6797.35N，軸承的徑向載荷和軸向載荷分別為 F,Fr a F3398.68NrFFsin606797.350.875913.69N a Bam PFa5913.691.742.179650.88N因為Fr3398.68，所以查表2-25得，徑向系數(shù)X=1.9，Y=0.54，故PXFYF(1.93398.680.545913.69)N9650.88N r a P 9650.88 C 360nL 3605002000037781.9N 100 h 100 37781.9C37781.9CN（5）驗算軸承的壽命由于軸承是在正常溫度下工作，t<120℃，查表得ft =1；角接觸球軸承的e＝2.17，則軸承的壽命33557h33557hLh 106fC 1061385002.17 L (tr)e 33557h15000hh60np 6010009650.88 故滿足設計要求。 (6)確定軸承的規(guī)格型號因為滾珠絲杠螺母的安裝方式擬采用兩端固定支撐方式，所以將在固定端選用角接觸軸承組背對背安裝，以承受 兩個方向的軸向力。故選用軸承的內徑為45mm，以滿足絲 杠結構需要。選擇國產(chǎn)60°角接觸球軸承兩件一組背對背安裝，型號為7209C，尺寸為dDB45mm85mm19mm,選用油脂潤滑。該軸承的額定動載荷為Cr=38500N>37781.9N,故滿足要求。 六、滾珠絲杠螺母副的承載能力的校驗最大牽引力為Fm=3579.87N,滾珠絲杠的導程l=10mm，滾珠絲杠的余程le=40mm,絲杠螺紋長度取lu=v200+202+1380=1640mm,支撐跨度l1=1700mm,絲杠的全長L=1900mm。（1）滾珠絲杠螺母副的穩(wěn)定性驗算對已選定尺寸的絲杠在給定的支承條件下，承受最大 軸向負載時，應驗算其有沒有產(chǎn)生縱向彎曲（失穩(wěn)）的危險， 產(chǎn)生失穩(wěn)的臨界負載Fk用下式計算： f2EI FZ k l12 式中E---絲杠材料彈性模量，對鋼 20.6106N/cm2; I---截面慣性矩(cm4),絲杠截面慣性矩 Id4 641(d1為絲杠螺紋的底徑)；l1---絲杠兩支承端距離(cm)； f Z---絲杠的支承方式系數(shù)。根據(jù)前面的相關數(shù)據(jù)可知上式中的截面慣性矩： 413..91Icm413..91Icm641d2e2k (0 )464 105020.05622.064 ( )464 1013..91cm4 絲杠兩支承端距離l1700mm，我所選用滾珠絲杠的支承方式是兩端固定,則查指導書中的表4-13可知fZ4.0則代入數(shù)據(jù) f2EI2220.610613.91Z 1.955106N 算得k l2 = 1702 臨界負載Fk與最大工作負載Fm之比稱為穩(wěn)定性安全系數(shù) F nk nKFm K式中[nK]----為許用穩(wěn)定性安全系數(shù);[nK]2.5~4，如果nK[nK]則絲杠不致失穩(wěn),在我所設計的方案中最F3579.87N 大的m ，則21500hLh2.5~21500hLh2.5~4kmFFFm 3597.87 滿足設計要求.(2)滾珠絲杠螺母副額定壽命的校核查附錄A得，滾珠絲杠的額定動載荷Ca55600N,軸向 載荷Fa=5096.46N，運轉條件系數(shù)fw1.0，滾珠絲杠的轉速 n=1000r./min,根據(jù)上式可得 LCa31065560031061.29109r Fafw 5096.461 L 1.29109L 21500h15000hh60n601000 故滿足設計要求。下表為滾珠絲杠副的幾何參數(shù)表2-1滾珠絲杠的幾何參數(shù)word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯誤!未找到引用源。,軸承接觸角錯誤!未找到引用源。。軸承 最大軸向工作載荷Fm5096.46N錯誤!未找到引用源。。則 滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度錯誤!未找到引用源。為：K22.343dZ2F sin5b w Bmax K22.3437.1441525096.46sin560N/m283.8N/m 283.8bN/m 三、滾珠絲杠螺母副滾珠和滾道的接觸剛度計算查表得,樣本滾珠與滾道的接觸剛度K2075N/m錯誤!未找到引用源。，滾珠絲杠的額定動載荷Ca55600N錯誤!未找到引用源。。已知滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷F5096.46Nm 錯誤!未找到引用源。 1 1 F 3 5096.4632015.7N/mKKamax2075c 0.1C 0.1556002015.7/cKNm2015.7/cKNm四、進給傳動系統(tǒng)綜合拉壓剛度計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為：1 1 1 1 1 1 1 0.0045KmaxKsmaxKbKc2023.8283.82015.7 故Kmax222.2N/m錯誤!未找到引用源。。進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為：1 1 1 1 1 1 1 K 0.00927 max KKKK190.4283.82015.7222.2N/mminsminbcK107.9N/m故錯誤!未找到引用源。minK3.9燕尾型導軌的計算與選擇 107.9minN/m(1)導軌形式選擇機床導軌的功用是起導向及支承作用，它的精度、剛度及結構形式等對機床的加工精度和承載能力有直接影響。為了保證數(shù)控機床具有較高的加工精度和較大的承載能力，要求其導軌具有較高的導向精度、足夠的剛度、良好的耐磨性、良好的低速運動平穩(wěn)性，同時應盡量使導軌結構簡單，便于制造、調整和維護。數(shù)控機床常用的導軌按其接觸面間摩擦性質的不同可分為滑動導軌和滾動導軌。在數(shù)控機床上常用的滑動導軌有液體靜壓導軌、氣體靜壓導軌和貼塑導軌。液體靜壓導軌：在兩導軌工作面間通入具有一定壓力的潤滑油，形成靜壓油膜，使導軌工作面間處于純液態(tài)摩擦狀態(tài)，摩擦系數(shù)極低，多用于進給運動導軌。氣體靜壓導軌：在兩導軌工作面間通入具有恒定壓力的氣體，使兩導軌面形成均勻分離，以得到高精度的運動。這種導軌摩擦系數(shù)小，不易引起發(fā)熱變形，但會隨空氣壓力波動而使空氣膜發(fā)生變化，且承載能力小，故常用于負荷不大的場合。貼塑導軌：在動導軌的摩擦表面上貼上一層由塑料等其它化學材料組成的塑料薄膜軟帶，其優(yōu)點是導軌面的摩擦系數(shù)低，且動靜摩擦系數(shù)接近，不易產(chǎn)生爬行現(xiàn)象；塑料的阻尼性能好，具有吸收振動能力，可減小振動和噪聲；耐磨性、化學穩(wěn)定性、可加工性能好；工藝簡單、成本低。而滾動導軌的最大優(yōu)點是摩擦系數(shù)很小，一般為0.0025～0.005，比貼塑料導軌還小很多，且動、靜摩擦系數(shù)很接近，因而運動輕便靈活，在很低的運動速度下都不出現(xiàn)爬行，低速運動平穩(wěn)性好，位移精度和定位精度高。滾動導軌的缺點是抗振性差，結構比較復雜，制造成本較高。;(2)導軌截面選擇三角形導軌導向精度高,不會產(chǎn)生間隙能自動補償磨損,水平力大于垂直力,兩側壓力健在不均時采用不對稱導軌.矩形導軌承載能力大,制造簡便但必須留有側面間隙,磨損后不能自動補償需用鑲條調整各面間隙.燕尾形導軌尺寸緊湊,適用于高度小層次多的部件,剛度不如矩形導軌,不適于承受大的力矩.根據(jù)以上分析結合機床要求選擇導軌截面為燕尾型。一、燕尾型導軌副的額定壽命(1)導軌的額定動載荷的計算：由于要計算額定動載荷首先需要計算出作用在燕尾導軌副上的載荷,由資料文獻，以及設計任務中指出了FZ4550N，G200N。則4750WN4750WN根據(jù)設計任務要求，床身有四個滑塊，故運動導軌的當量載荷1GF1187.5N4 F=F=F=F=F=max 1 2 3 4額定壽命計算其計算公式如下：ffffCL50(htca*) fW Pc3式中L---額定壽命；C---額定動載荷；Pc---計算載荷；ft---溫度系數(shù)；運行時的溫度小于100查相關資料可的f1.00t ；f---接觸系數(shù)；導軌上的滑塊數(shù)為2查相關資料fc0.81cf---精度系數(shù)；精度等級為4級查相關資料fa1af---載荷系數(shù)；fw1wf---硬度系數(shù)；滾道硬度不得低于HRC58故通常取fh1h使用壽命按每年工作300天，每天兩班，每班8小時，開工率0.8計算Lh10300280.838400h260Lln L hsz18432kmC10512NC10512N Pf L Ccw 3ffff50htca1187.5118432 31110.815010511.9N 代入公式計算得：ffffCL50(htca)3fP W c110.81110511.950（ ）3= 1 1187.5 =18432h(2)壽命時間的計算8.3L8.318432L 152984h>15000hhlvn 1 L故滿足設計要求。 h 152984h一、轉動慣量的計算(1）絲杠的轉動慣量計算由于用交流伺服電機則省去了齒輪的傳動比，以及齒輪的轉動慣量的計算所以只要計算絲杠本身的轉動慣量即可，雖然絲杠上有階梯但為了計算方便按一個圓柱體來計算它的轉動慣量，而且絲杠與交流伺服電機直接相連則傳動比可近似為一，下面首先計算絲杠的轉動慣量，公式如下：J0.78D4L103s 式中D---圓柱體直徑(cm)；L---圓柱體長度或原度(cm)；---鋼材的密度7.8105kg/cm3在我以上所設計的零件中可知絲杠的公稱直徑5cm，把絲杠近似的看成一個圓柱體則D5cm，考慮到我的任務書中的尺寸比較大，對與絲杠支撐端以外的絲杠對總體的影響較小所以忽略不記，則取L1700mm。根據(jù)以上的數(shù)據(jù)代入公式算得Js0.78D4L103=0.7854170103J82.88kg?cm2 s 82.88kg?cm2(2)工作臺折算到絲杠上的轉動慣量其公式為：L2GJ0t2g式中G---工作臺重量(N)；G200N，g---重力加速度（9.8m/s2）；L0---絲杠導程(cm);L00.5cm代入公式L2GJ0t2g 0.52 200＝ 0.0012kg/cm22π9.8102（3）計算聯(lián)軸器折算到電動機軸上的移動部件JL計算聯(lián)軸器加載鎖緊螺母等的轉動慣量 查閱手冊可知，錯誤!未找到引用源。 (4)絲杠傳動時傳動系同折算到電機上的總的轉動慣量其求解公式：選型選型號FANUCα/3000i22交流伺服電動機額定力矩N22?m最大轉速3000r/min。290.82cmkgJe?e s t L式中Js---絲杠的轉動慣量；Jt---工作臺折算到絲杠上的轉動慣量代入公式JJJJe s t L=82.875+0.0012+0.0001=82.90kg*cm2考慮到電機傳動系統(tǒng)匹配問題：J0.25e1 Jm JJ4Je m e因此選J120kg?cm20.012kg?m2m即選型號FANUCα22/3000i交流伺服電動機額定力矩22N?m最大轉速3000r/min。二、電機的力矩的計算電機的負載力矩在各種工況下是不同的，下面分別對快速空載起時所需要的力矩、快速進給時所需要的力矩、最大切削負載時所需要的力矩等幾部分進行計算。T(1)快速空載起動時所需力矩起 TT TT起 amax f 0T式中起---快速空載起動力矩(N/cm)；Tamax---空載起動時折算到電機上的加速力矩(N*cm)；Tf---折算到電機軸上的摩擦力矩(N/cm)；T0---由于絲杠欲緊時折算到電機軸上的附加摩擦力矩(N/cm)其中2n102M J maxmaxe60ta式中Je---傳動系統(tǒng)折算到電機軸上的總的等校轉動慣量(kg/cm2)；Je82.90kg*cm2nmax---電機的最大轉速(r/min)；nmax3000r/minta---運動部件動停止起動加速到最快進給速度所需時間(s);ta30ms代入上式2n102TJe max max 60ta8676.9cTNcm8676.9cTNcm?82.90600.038676.9N?cm切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力FaFam5096.46N,電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動距離L=10mm，進給傳動系統(tǒng)的總效率為n=0.90，則 FL 5096.460.01Ta 9.02N?mc223.140.90 總 T T c 折算到電機軸上的摩擦力矩f： 9.02N?m FL 546.410.01T00.97N?mf223.140.90 總 計算滾珠絲杠的預緊力而產(chǎn)生的負載力矩TP 0.97f0.97fTNm?F3217.48N?mP 附加摩擦力T0：FLTp00(12)02i總式中Fp0---滾珠絲杠預加負荷，一般取1/3Fm，F(xiàn)m為進給牽引力(N)；Fm5096.46NL---滾珠絲杠導程(cm)；0---滾珠絲杠未預緊時的傳動效率；=0.956代入算得FLTp00(12)P2i 總 15096.460.6 310.9362 T20.91P223.5N?cm 223.5N?cm根據(jù)上面的計算結果可得TT TT86.7699.020.9796.76N?m起 amax f c 比初選的電機的最大轉矩小,符合設計要求。T(2)快速進給時所需力矩快：TTT9.020.979.99N?m快 f 0 9.99TN9.99TNm?快快求。(3)最大切削時所需力矩T切：TTTT2.2359.020.9712.14N?m22N?m切 0 f c 12.14T12.14TNm?切通過以上的演算可知，初選的電機合乎設計要求，故選用以上電動機。第四章后立柱主軸的設計與計算該復合加工中心后立柱裝置屬于大型數(shù)控加工裝置，主軸通孔直徑100mm，主傳動系統(tǒng)的主要參數(shù)有動力參數(shù)和運動參數(shù)。動力參數(shù)是指主運動驅動電動機的功率；運動參數(shù)是指主運動變速范圍。根據(jù)數(shù)控裝置的加工工藝、加工對象、所要求的精度、成本及生產(chǎn)周期并結合國內外機床發(fā)展現(xiàn)狀確定主要技術指標。4.1動力參數(shù)確定傳動中個傳動件的尺寸要根據(jù)傳動功率來確定。傳動功率過大，使傳動件尺寸粗大，電動機常在低負載下工作，功率因數(shù)小而浪費能源；功率過小將限制車床切削加工能力而降低生產(chǎn)效率。因此需合理確定主傳動功率。但由于實際加工過程切削用量變化范圍大、傳動件之間的摩擦等不確定因素，用理論計算方法來確定主傳動功率尚有困難，可通過類比、統(tǒng)計方法相互比較來確定。最高轉速的確定已知條件：n2000r/min。max主切削力的確定查閱金屬切削手冊知，以硬質合金刀具車削合金結構鋼為例，數(shù)控車床有代表性的主切削力的切向分力FZ大約在2500左右，切削速度取30-80r/min，故取p2500N三、主電機功率的確定 pV PP計及P，其中主傳動鏈的功率效率η=0.7—切60000dian0.85，數(shù)控裝置多采用調速電動機和較短的機械傳動鏈，效率較大，因此取η=0.75計算得P3.0kWdian四、主軸計算轉速的確定由切削原理知主運動為直線運動的機床，主運動為恒轉矩運動；主運動為旋轉運動的機床，主運動為恒功率運動。低速主軸轉速小，不需傳動電動機的全部功率。我們把機床能傳遞全部功率的最低轉速稱為主軸計算轉速，以它為臨界轉速，如下圖。從至最高轉速的區(qū)域為恒功率區(qū)域，任意轉速能夠傳遞電動機的全部功率，但主軸轉矩隨主軸轉速的上升而下降；從最低轉速至的區(qū)域b為恒轉矩區(qū)域，任意轉速能夠輸出最大轉矩，但主軸輸出的功率將隨主軸轉速的下降而下降。目前數(shù)控機床計算轉速的確定尚無統(tǒng)一標準，確定是參考n同類機床，并結合該機床加工工藝要求，取計=50r\min.五、電機選擇根據(jù)網(wǎng)上查閱采用富田VFNC系列變頻主軸電機，該系列電機的特點有雙功率設計，應對短時重載切削。恒功率范圍寬，可實現(xiàn)1:6倍恒功率設計電機編號電機編號VFNC112L-33.3-3.0-4額定轉矩28N.mword文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯●●導入基頻33.3Hz設計，達成低速力矩大，確保低速強力切削，超寬恒功率調速范圍，保障高速切削光潔度。降低變頻器功率，節(jié)省成本和電源容量。4.2主軸組件設計主軸組件是機床的執(zhí)行件。它的功用是支承并帶動工件或刀具，完成表面成形運動，同時還起傳遞運動和扭矩、承受切削力和驅動力等載荷的作用。由于主軸組件的工作性能直接影響到機床的加工質量和生產(chǎn)率，因此它是機床中的一個關鍵組件。主軸組件是由主軸、主軸支承以及安裝在主軸上的傳動件組成。主軸組件的設計，其實主要就是這三個部件的設計，但它們既是獨立的，又是互相聯(lián)系而不可分割的，因此設計時需要全面、綜合地加以分析。一、主軸組件的基本要求：對主軸組件總的要求是，保證在一定的載荷與轉速下，帶動工件或刀具精確而穩(wěn)定地繞其軸心線旋轉，并長期地保持這種性能，為此，對主軸組件提出如下幾方面基本要求：1、旋轉精度主軸組件的旋轉精度是指機床處于空載手動或機床低速旋轉情況下，在主軸前端安裝工件或刀具的基準面上所測得的額定電流A7.7額定轉速1500rmp額定功率KW3.0徑向跳動、端面跳動和軸向竄動的大小。旋轉精度取決于各主要件如主軸、軸承、殼體孔等的制造、裝配和調整精度。工作轉速下旋轉的精度還取決于主軸的轉速、軸承的設計和性能，潤滑劑和主軸的平衡。剛度影響主軸組件剛度的因素很多，如主軸的尺寸和形狀，滾動軸承的型號、數(shù)量、預緊和配置形式，前后支承的距離和主軸前端的懸伸量，傳動件的布置方式，主軸組件的制造和裝配質量等?？拐裥灾鬏S組件的振動會影響工件的表面質量，刀具的耐用度和主軸軸承的壽命，還會產(chǎn)生噪聲，影響工作環(huán)境。如果產(chǎn)生切削自激振動，將嚴重影響加工質量，甚至使切削無法進行下去。影響抗震性的，是主軸組件的靜剛度、質量分布和阻尼。主軸的固有頻率應遠大于激振力的頻率，使它不易發(fā)生共振。溫升和熱變形主軸組件工作時因各相對運動處的的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生了溫升。溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，熱變形應以主軸組件運轉一定時間后各部分位置的變化來度量。主軸組件溫升和熱變形，使機床各部件間相對位置精度遭到破壞，影響工件的加工精度，高精度機床尤為嚴重；熱變形造成主軸彎曲，使傳動齒輪和軸承的工作狀態(tài)變壞；熱變形還使主軸和軸承，軸承與軸承坐之間已經(jīng)調整好的間隙和配合發(fā)生變化，影響軸承的正常工作，間隙過小將加速齒輪和軸承等零件的磨損，嚴重時甚至發(fā)哼軸承抱軸現(xiàn)象。精度保持性主軸組件的精度保持性是指長期地保持其原始制造精度的能力，為此，主軸組件中的各滑動表面，包括主軸軸頸和滑動軸承的配合面，鉆鏜床軸向移動的主軸組件的導向表面及主軸前端部和內錐孔等都必須有一定的硬度和耐磨性。滾動和滑動軸承的磨損，不僅使主軸組件喪失原有的旋轉精度，而且將降低剛度和抗振性，因此必須保證這些表面的耐磨性和有調整間隙的可能，其影響因素主要是主軸。軸承的材料與熱處理，軸承的類型及潤滑方式等。二、主軸組件的布局機床主軸有前、后兩支承和前、中、后三個支承兩種，以前者較多。兩支承主軸軸承的配置型式，包括主軸軸承的選型、組合以及布置，主要根據(jù)對所設計主軸組件在轉速、承載能力、剛度以及精度等方面的要求，并考慮軸承的供應、經(jīng)濟性等具體情況，加以確定。適應剛度和承載能力的要求主軸軸承選型應滿足所要求的剛度和承載能力。徑向載荷較大時，可選用滾子軸承；較小時，可選用球軸承。雙列滾動軸承的徑向剛度和承載能力，比單列的大。同一支承中多采用多個軸承的支承剛度和承載能力，比采用單個軸承的大。適應轉速要求由于結構和制造方面的原因，不同型號和規(guī)格的軸承所允許的最高轉速是不同的。軸承規(guī)格越大，精度等級越低，允許的最高轉速越低。在承受徑向載荷的軸承當中，圓柱滾子軸承的極限轉速，比圓錐滾子軸承的高。在承受軸向載荷的軸承當中，向心推力球軸承的極限轉速最高；推力球軸承次之；圓錐滾子軸承最低。但承載能力與上述次序相反。因此，應綜合考慮轉速和承載能力兩方面要求來選擇軸承型式。適應精度要求起止推作用的軸承的布置有三種方式：（1）前端定位——止推軸承集中布置在前支承；（2）后端定位——止推軸承集型型式承載支承發(fā)熱變形承載變形間隙調整主軸前端懸置量前支承后支承應用范圍前端定位前支承前支承發(fā)熱、溫升高，但主軸受熱膨脹后向后伸長，不影響軸向精度主軸承受軸向載荷部分較短，變形小，精度高。由于前支承結構限制，間隙調整較為不便。推力軸承在前支承兩側的較長，均在同一側的可短。復雜簡單對軸向精度和剛度要求較高的精密機床，但對前支承結構要求散熱性能良好。中布置在后支承；兩端定位——分別布置在前、后支承適應結構要求當要求主軸組件在性能上有較高的剛度和一定的承載能力，而在結構上徑向尺寸要求緊湊時，則可在一個支承中配置兩個或兩個以上的軸承。對于軸間距很小的多主軸機床，由于結構限制，宜采用滾針軸承來承受徑向載荷，用推力球軸承來承受軸向載荷，并使軸承錯位排開。適應經(jīng)濟性要求確定主軸軸承配置型式，除應考慮滿足性能和結構方面要求外，還應做經(jīng)濟分析，使經(jīng)濟效果好。三、主軸1、主軸的結構主軸的結構主要取決于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承和密封裝置等的類型、數(shù)目、位置和安裝定位方法，同時還要考慮主軸加工和裝配的工藝性。一般在機床主軸上裝有較多的零件，為了滿足剛度要求和能得到足夠的止推面以及便于裝配，常把主軸設計成階梯軸，即軸徑從前軸頸起向后遞減。主軸是空心的或者是實心的，主要取決與機床的類型。本設計的主軸屬于空心主軸。主軸端部是指主軸前端，它的形狀決定于機床的類型、安裝夾具或刀具的形式，并應保證夾具或刀具安裝可靠、定位準確，裝卸方便和能傳遞一定的扭矩。由于夾具和刀具都已標準化，因此通用機床主軸端部的形狀和尺寸也已標準化。下圖所示為普通機床和數(shù)控機床所通用的幾種主軸端部的結構形式。word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯(a)車床主軸端部；(b)銑、鏜類機床主軸端部；(c)外圓磨床砂輪主軸端部；(d)內圓磨床砂輪主軸端部；)(e普通鏜桿裝在鉆床主軸上的端部；(f)組合機床主軸端部四、主軸的材料和熱處理特征工作條件使用機床材料牌號熱處理滾動軸承輕中負荷銑45調質五、主軸的技術要求主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉精度。主軸和軸承、齒輪等零件相連接處的表面幾何形狀誤差和表面粗糙度，關系到接觸剛度，零件接觸表面形狀愈準確、表面粗糙度愈低，則受力后的接觸變形愈小。因此，對主軸設計必須提出一定的技術要求。（1）軸頸（2）內錐孔（3）裝夾卡盤或刀具的定位基面（4）安裝傳動件的定位基面（（5）定位軸肩（6）鍵槽（7）螺紋（8）自由表面4.3主軸組件的計算一、主軸組件結構參數(shù)的確定主軸組件的結構參數(shù)主要包括：主軸的平均直徑D（初選時常用主軸前軸頸的直徑D1來表示）；主軸內孔直徑d；主軸前端的懸置量a；以及主軸的支承跨距L等。一般步驟是，首先根據(jù)機床主電機功率或機床的主參數(shù)來選取D1;在滿足主軸本身剛度的前提下按照工藝要求來確定d（空心主軸）；根據(jù)主軸前端部結構形狀和前支承的結構形式來確定a；最后，根據(jù)D、a和主軸前支承的支承剛度c1來確定L。應當指出，主軸軸承的配置形式對主要結構參數(shù)的確定很有關系，故在設計過程中常需要交叉進行，最終以主軸組件剛度等性能來衡量其設計的合理性。（1）主軸直徑的選擇主軸直徑對主軸組件剛度的影響很大，直徑越大，主軸本身的變形和軸承變形引起的主軸前端位移就越小，即主軸組件的剛度越高。但主軸前端軸頸直徑D1越大，與之配套的軸承等零件的尺寸越大，要達到相同的允差則制造越困難，重量也增加。同時，加大直徑還受到軸承所允許的極限轉速的限制，甚至為機床結構所不允許。電動機功率為P=3.0kw，主軸前端直徑D1=100mm主軸后端直徑D2和前端直徑D1的關系，可根據(jù)經(jīng)驗公式來定：D2=(0.7~0.85)D1取D2=85mm主軸內孔直徑很多機床的主軸具有內孔，主要用來通過棒料或安裝工具。主軸內孔直徑在一定范圍內，對主軸剛度的影響很小，可以不計，若超過此范圍則能使主軸剛度急劇下降。主軸內孔直徑與機床類型有關，一般主軸內孔直徑為主軸后軸頸的直徑所限制。J空/J實=I空/I實=D4d4/641d414D4/64 D取d=62mm主軸前端懸置量主軸懸伸量a指的是主軸前支承反力的作用點到主軸前端受力作用點之間的距離。主軸懸伸量a取決于主軸端部的結構形狀及尺寸，一般應按標準選取。有時為了提高主軸剛度或定位精度，可不按標準取。另外，懸伸量a與前支承中軸承的類型及組合形式、工件或工件夾具的夾緊方式以及前支承的潤滑與密封裝置的結構尺寸等有關。因此，在滿足結構要求的前提下，應盡可能減少懸伸量a，以利于提高主軸組件的剛度。word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯類型類型機床和主軸的類型a/D1I通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求。0.6~1.5II中等長度和較長軸端的車床和銑床，懸伸不太長（不是細長）的機密鏜床和內圓磨床，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產(chǎn)的要求。1.25~2.5III孔加工機床，專用加工細長深孔的機床，由加工技術決定需要有常的懸伸刀桿或主軸可移動，由于切削較重而不適用于有高精度化要求的機床。>2.5主軸懸伸量與直徑之比（考慮密封裝置的結構尺寸）暫取a=100mm(4)、主軸支承跨距主軸跨距與懸伸量主軸支承跨距L是指主軸前-后或前-中支承反力作用點之間的距離，它是決定主軸組件剛度的主要因素之一，因為主軸組件的剛度主要取決于主軸本身的剛度和主軸支承的剛度，而前者與支承跨距L有關。主軸組件的剛度與主軸受力后的端部變形有關。主軸端部受力后，主軸和主軸的支承都會產(chǎn)生彈性變形，使主軸