龙门加工中心Z轴与Y轴进给运动机构设计含SW三维及12张CAD图

龙门加工中心Z轴与Y轴进给运动机构设计含SW三维及12张CAD图,龙门,加工,中心,进给,运动,机构,设计,SW,三维,12,CAD 龙门加工中心Z轴与Y轴进给运动机构设计 摘 要 本文全面阐述了龙门加工中心的结构原理，设计特点，论述了采用伺服电机和滚珠丝杠螺母副的优点。详细介绍了龙门加工中心的结构设计及校核，并进行了分析。另外汇总了有关技术参数。 高速度、高精度、高效率和高刚度已成为当今数控机床发展的主要方向，为了弥补这些不足，龙门龙门加工中心便应运而生,大大提高了零件的精度和效率，降低生产成本，因此龙门加工中心Z轴与Y轴进给运动机构设计成为当前数控机床行业重点研究的对象之一。 其中着重介绍了滚珠丝杠的原理及选用原则，系统地对滚珠丝杠生产、应用等环节进行了介绍。包括种类选择、参数选择、精度选择、循环方式选择、与主机匹配的原则以及厂家的选择等。 关键词：龙门加工中心，数控，伺服电机，滚珠丝杠 Abstract This paper describes the principles of a comprehensive structure of gantry machining center, design features, discusses the advantages of using servo motor and ball screw nut pairs. Details of the design and verification of the machining center, and analyzed. Also summarizes the technical parameters. High-speed, high efficiency and high rigidity has become the main direction of development of today's CNC machine tools, in order to remedy these shortcomings, gantry machining center will come into being, greatly improving the accuracy and efficiency of parts, reduce production costs, and therefore the goal machining centers Z axis and Y-axis feed motion mechanism designed to be one of the objects of the current focus on the CNC machine tool industry. Which focuses on the principle and the principle of selection of ball screw, ball screw system to production, application and other aspects were introduced. Including species selection, parameter selection, accuracy of selection, mode selection cycle, the principle of matching the host and select manufacturers and the like. Keywords: gantry machining centers, CNC, servo motor, ball screw 29 目 录 摘 要 II Abstract III 第1章 绪 论 1 1.1 数控系统的发展及趋势 1 1.2 龙门加工中心的基本原理 2 1.3 课题研究的目的和意义 4 第2章 设计的内容及要求 5 2.1课题的主要内容和基本要求 5 2.2 设计的内容 5 2.2.1 数控装置总体方案的确定 5 2.2.2 机械部分的设计 5 2.2.3 编写设计说明书 6 2.3 机床主要部件及运动方式的选定 6 第3章 Z向进给伺服进给结构设计 8 3.1 滚珠丝杠螺母副的计算和选型 8 3.1.1 最大工作载荷的计算 8 3.1.2 最大动载荷的计算 8 3.1.3 滚珠丝杠螺母副的选型 9 3.1.4 滚珠丝杠副的支承方式 9 3.1.5 传动效率的计算 9 3.1.6 刚度的验算 9 3.1.7 稳定性校核 10 3.1.8 临界转速的验证 10 3.2 步进直线电机的计算和选用 11 3.2.1 转动惯量的计算 11 3.2.2 电机力矩的计算 12 3.3 步进直线电机的选择 14 第4章 Y向进给机构设计计算 16 4.1 滚珠丝杠的选择 16 4.1.1 滚珠丝杠的精度 16 4.2 伺服电机的选择 20 4.2.1 最大负载转矩的计算 20 4.2.2 负载惯量的计算 20 4.2.3 空载加速转矩计算 22 4.2.4 轴向间隙的调整和加预紧力的方法 22 4.3 导轨副的计算、选择 24 4.4 联轴器的选择 25 4.5 轴承的选择 26 总结 27 参考文献 28 致 谢 29 第1章 绪 论 1.1 数控系统的发展及趋势 1946年诞生了世界上第一台电子计算机，这表明人类创造了可增强和部分代替脑力劳动的工具。它与人类在农业、工业社会中创造的那些只是增强体力劳动的工具相比，起了质的飞跃，为人类进入信息社会奠定了基础。6年后，即在1952年，计算机技术应用到了机床上，在美国诞生了第一台数控机床。从此，传统机床产生了质的变化。近半个世纪以来，数控系统经历了两个阶段和六代的发展。 数控NC阶段（1952年-1970年） 早期计算机的运算速度低，对当时的科学计算和数据处理影响还不大，但不能适应机床实时控制的要求。人们不得不采用数字逻辑电路"搭"成一台机床专用计算机作为数控系统，被称为硬件连接数控（HARD-WIRED NC），简称为数控（NC）。随着元器件的发展，这个阶段经历了三代，即1952年的第一代—电子管；1959年的第二代—晶体管；1965年的第三代—小规模集成电路。 计算机数控（CNC）阶段（1970年-现在） 到1970年，通用小型计算机业已出现并成批生产。于是将它移植过来作为数控系统的核心部件，从此进入了计算机数控（CNC）阶段（把计算机前面应有的“通用”两个字省略了）。到1971年，美国INTEL公司在世界上第一次将计算机的两个最核心的部件—运算器和控制器，采用大规模集成电路技术集成在一块芯片上，称之为微处理器（MICROPROCESSOR），又可称为中央处理单元（简称CPU）。 　　到1974年微处理器被应用于数控系统。这是因为小型计算机功能太强，控制一台机床能力有富裕（故当时曾用于控制多台机床，称之为群控），不如采用微处理器经济合理。而且当时的小型机可靠性也不理想。早期的微处理器速度和功能虽还不够高，但可以通过多处理器结构来解决。由于微处理器是通用计算机的核心部件，故仍称为计算机数控。 　　到了1990年，PC机（个人计算机，国内习惯称微机）的性能已发展到很高的阶段，可以满足作为数控系统核心部件的要求。数控系统从此进入了基于PC的阶段。 　　总之，计算机数控阶段也经历了三代。即1970年的第四代—小型计算机；1974年的第五代—微处理器和1990年的第六代—基于PC（国外称为PC-BASED）。 　　还要指出的是，虽然国外早已改称为计算机数控（即CNC）了，而我国仍习惯称数控（NC）。所以我们日常讲的"数控"，实质上已是指"计算机数控"了。 3.数控未来发展的趋势 (1) 继续向开放式、基于PC的第六代方向发展 　　基于PC所具有的开放性、低成本、高可靠性、软硬件资源丰富等特点，更多的数控系统生产厂家会走上这条道路。至少采用PC机作为它的前端机，来处理人机界面、编程、联网通信等问题，由原有的系统承担数控的任务。PC机所具有的友好的人机界面，将普及到所有的数控系统。远程通讯，远程诊断和维修将更加普遍。 (2) 向高速化和高精度化发展 　　这是适应机床向高速和高精度方向发展的需要。 (3) 向智能化方向发展 　　随着人工智能在计算机领域的不断渗透和发展，数控系统的智能化程度将不断提高。 1.2 龙门加工中心的基本原理 数控控制（Numerical Control）是用数字化信号对机床的运动及其过程进行控制的一种控制方法。 数控技术是用数字信息对机械运动和工作过程进行控制的技术，是现代化工业生产中的一门新型的，发展十分迅速的高新技术。数控装备是以数控技术为代表的新技术对传统制造产业和新兴制造业的渗透形成的机电一体化产品，即所谓的数字化装备，其技术范围所覆盖的领域又：机械制造技术；微电子技术；信息处理传输技术；自动控制技术；伺服驱动技术；检验监控技术；传感技术；软件技术等。数控技术及装备是发展新兴高新技术产业和尖端工业的是能技术和最基本的装备。在提高生产率，降低成本，保证质量及改善工人劳动强度等方面，都有突出的优点；特别是在适应机械产品迅速更新换代，小批量，多品种生产方面，各类数控装备是实现先进制造技术的关键。 数控机床是采用了数控技术的机床，或者说是装备了数控系统的机床。国际信息处联盟（International Federation of Information Processing, IEIP）第五技术委员会，对数控机床作了如下的定义：数控机床是一种装了程序控制系统的机床。该系统能逻辑的处理具有使用码或其他符号编码指令规定的程序。 龙门加工中心经过长期的技术发展和推动，已从传统的单轴式发展到多轴 式，从传统龙门加工中心发展到现代化智能的加工中心，从单面的加工发展到多 面的加工，发展速度快，技术比较成熟。但是对于龙门五面体加工中心，由于我 国基础技术薄弱，研究方法落后，资金投入不足等原因，以及国外对核心技术的 封锁，导致我国五面体加工中心发展缓慢[4]。从龙门加工中心主要部件的发展情况来看，国内外龙门加工中心的龙门和滑枕的机构基本都具有以下特点： 1. 龙门 主要是由一个横梁和两个立柱构成。分为横梁固定、横梁靠定位块 锁定分段升降和横梁任意升降三种类型。横梁固定式结构机床刚性好，但不适合 加工大型工件，因为在加工靠近工作台面的工件部位时，滑枕伸出长度过大，加 工刚性较差，影响加工尺寸精度；横梁靠定位块锁定分段升降型结构机床刚性较 好，但横梁升降运动不能与滑枕上下移动联动，且操作较复杂；横梁任意升降型 结构横梁升降运动可以与滑枕上下移动联动，加工范围较广，适合新产品开发。 立柱和横梁的横截面为矩形，刚性好，可耐重切削并长期保持高精度。主轴箱在 横梁上的导轨有自重平衡装置，其动作灵活、迅速且准确。由于主轴箱左右移动 时，横梁升降用滚珠丝杠所受负载有变动，使精度降低，所以采用配置在横梁左 右两侧的油缸来平衡主轴箱左右移动造成的变动负载和横梁本身的自重，以提高 机床的精度。 2. 滑枕 从结构上可分为开式和闭式两种型式。开式结构的滑枕通过压板夹 紧在主轴箱上，滑枕的截面积大；闭式结构的滑枕被夹紧在主轴箱内，滑枕的截 面积小。主轴箱内有液压平衡装置，使滑枕上下移动灵活，可实现强力重切削。 主轴滑枕内部采用强制内冷却，即使作长时间连续重切削，也可保持高精度。滑 枕的行程以满足工件侧面下部的加工要求为宜，不宜太长，以免影响加工时的机 床刚度。滑枕采用一体型的结构，以提高机床的整体刚性。 1.3 课题研究的目的和意义 我国近几年龙门加工中心进给机构虽然发展较快，但与国际先进水平还存在一定的差距，主要表现在：可靠性差，外观质量差，产品开发周期长，应变能力差。 针对传统龙门加工中心进给机构的不足之处及生产中存在的问题，有必要在传统机床的基础上研究出新型龙门加工中心进给机构。通过对传统铣床手动的进给系统、夹紧系统及传动系统的创新设计，加入新技术，从而提高产品质量和生产效率，实现自动化，降低劳动强度及工作量。 龙门加工中心进给机构的发展现状和趋势是：在规格上将向两头延伸，即开发小型和大型进给机构；在性能上将研制以钢为材料的进给机构，大幅度提高进给机构的承载能力；在形式上继续研制多轴并联，甚至于五轴并联的进给机构。 综上所诉，龙门加工中心进给机构的开发和设计具有很高研究的意义.本课题采用类似的机床结构设计成果的方法，进行龙门加工中心进给机构的设计，使其能够实现更好的工业生产自动化。 本课题对龙门加工中心进给机构部件进行了设计，研究龙门加工中心的结构，主要部件及典型零件的设计方法，其意义如下： 1、通过对数控机床的结构设计和研究掌握机构设计的一般步骤和方法； 2、通过对课题的研究，了解国内外有关数控机床的技术现状和发展趋势； 3、通过毕业设计培养自己的创新精神，提供分析问题和解决问题的能力。 第2章 设计的内容及要求 2.1课题的主要内容和基本要求 本课题要求设计一台龙门加工中心，机床主要设计参数下表所示： 完成该题目已具备的条件：可参考无锡桥联数控生产的五轴龙门加工中心QLM27000-5x，依据该机床的基本参数进行设计。 具体参数 X轴行程------------------------------------------------------1000mm Y轴行程------------------------------------------------------1000mm Z轴行程-------------------------------------------------------500mm 主轴端面距工作台面距离-------------------------------------300-800mm 快进速度（X、Y、Z 轴）---------------------------------------40m/min 工进速度（X、Y、Z 轴）---------------------------------------20m/min 加速度---------------------------------------------------------6m/s2 定位精度（X、Y、Z）------------------------------------------0.015mm 重复定位精度（X、Y、Z）---------------------------------------0.01mm 最小分辨率（X、Y、Z）---------------------------------------0.0001mm 机床电源----------------------------------------------AC3×380V三相50Hz 机床外形尺寸---------------------------------2800×3500×3200mm 2.2 设计的内容 2.2.1 数控装置总体方案的确定 (1).数控装置设计参数的确定； (2).方案的分析，比较，论证。 2.2.2 机械部分的设计 (1).确定脉冲当量； (2).机械部件的总体尺寸及重量的初步估算； (3).传动元件及导向元件的设计，计算和选用； (4).确定伺服电机； (5).绘制机械结构装配图； (6).系统等效惯量计算； (7).系统精度分析。 2.2.3 编写设计说明书 (1) 说明书是设计的总结性技术文件，应叙述整个设计的内容，包括提方案的确定，系统框图的分析，机械传动设计计算，选用元器件参数的说明； (2)论文正文不少于10000字。 2.3 机床主要部件及运动方式的选定 （1）伺服电机的选择 本次设计选用交流伺服电机，根据本进给系统定位精度的要求，初步选用半闭环伺服系统。如果经计算后半闭环系统不能满足定位精度要求，可改用全闭环伺服系统。交流伺服电机有交流同步电机和交流感应电机。交流感应电机结构简单，与同容量的直流伺服电动机相比较，质量轻、价格便宜。缺点是不能经济的实现范围较大的平滑调速。所以数控机床的进给系统中一般不采用这种电动机。 交流同步电动机的转速与所用电源的频率之间存在一种严格的关系，即在电源电压和频率固定不变时，它的转速是稳定不变得。由变频电源供电给同步电动机时，便可方便地获得与频率成正比的可变速度。并可得到非常硬的机械特性及宽的调速范围。其结构虽然比感应电动机复杂，但比直流电动机简单。同步电动机又分为电磁式和非电磁式两大类。在后一类中又有磁滞式、永磁式和反应式多种。在数控机床的进给驱动系统中，多采用永磁式同步电动机。在数控机床进给驱动中，采用具有大转矩、宽调速并装有反馈元件的机电一体化的永磁式交流同步电动机已十分普及。 （2）滚珠丝杠螺母副的选择 滚珠丝杠具有高精度、高刚度、高效率及无间隙等优点。特别是在半闭环加工系统中，滚珠丝杠自身的精度对机床加工精度有很大的影响，定位精度在很大程度上受到滚珠丝杠精度的影响。 滚珠螺母副[4]的滚珠循环方式一般会分为外循环和内循环两种。对于内循环方式，滚珠在循环过程中始终保持与滚珠丝杠接触。内循环滚珠丝杠螺母副工作滚珠数目少，径向尺寸紧凑，摩擦损失少，流畅性好，传动效率高，轴向刚度好，但回珠器槽行比较复杂，需三坐标数控机床才能进行加工。外循环过程中滚珠与丝杠脱离接触，目前使用插管完成滚珠循环的结构，结构简单，工艺性好，但滚道管子突出于螺母外面，所以外循环滚珠丝杠螺母径向尺寸较大。滚珠和滚珠丝杠螺母副接触处有过盈配合，即两者达到预紧；滚珠丝杠螺母副事先通过调节左右螺母的相互离开和靠近消除间隙。常用的消除间隙或预紧的办法有垫片是调隙结构、螺纹式调隙结构和齿差式调隙结构。本次设计采用垫片式调隙结构。 （3）导轨副的选用 要设计的进给机构的导轨选用贴塑导轨，它属于滑动导轨，是在机床的动导轨面上贴上一层抗磨软带，导轨副的另一个固定导轨面为磨削面。这样就会使导轨摩擦系数变为0.03—0.05，导轨速度可达30m/min，刚度比较高，动、静摩擦系数差值小，没有爬行。耐磨性与铸铁对铸铁导轨副相比可提高1—3倍。 第3章 Z向进给伺服进给结构设计 3.1 滚珠丝杠螺母副的计算和选型 3.1.1 最大工作载荷的计算 Z轴行程为500mm，已知重力（N），为直线导轨，查表3-1，最大工作载荷的计算如下： = (3.1) 式中： —为考虑颠覆力矩影响时的实验系数，取1.4； —为滑动导轨摩擦系数，取0.2。 3.1.2 最大动载荷的计算 (3.2) (3.3) (3.4) 式中：—滚珠丝杠副的寿命系数，单位为r； —丝杠寿命，取15000； —载荷系数，一般取1.2； —硬度系数取1； —横向丝杠副最大工作载荷，其值为2459.6； —横向滚珠丝杠导程，初选为。 —横向最大工进速度，该设计值为； —横向最大工进速度对应丝杠的转度，单位。 计算得出得 ：=12278.8。 3.1.3 滚珠丝杠螺母副的选型 根据计算出的最大动载荷,选择江苏启东润泽机床附件有限公司生产的FL3205-3型内循环式滚珠丝杠副，采用双螺母方式预紧，精度等级为3级，其参数如表3-1所示。 表3-1 FL3205-3型滚珠丝杠相关参数 公称直径/ 导程/ 钢球直径/ 丝杠外径/ 丝杠底径/ 额定载荷/ 接触刚度 / 1453 32 5 3.5 19 16.5 32.8 14 3.1.4 滚珠丝杠副的支承方式 考虑到横向滚珠丝杠副的长度、精度与负载的大小以及改造成本，采用双推-单推支承方式，该方式轴向刚度高，位移精度好，可以进行预拉伸。 3.1.5 传动效率的计算 = (3.5) 式中：—螺距升角，根据,可得=2°28′； —摩擦角，一般取=10′。 算得： ==95.67% (3.6) 3.1.6 刚度的验算 =（“+”号代表拉伸，“-”代表压缩） 式中：—丝杠的最大工作载荷，单位为； —丝杠纵向最大有效行程，单位为； —丝杠材料的弹性模量，钢； —丝杠的横截面面积，单位按丝杠螺纹的底径确定。 根据设计，为2459.6N，为420，为36.5，算得： ==±0.0047 (3.7) =±4.7 查表3-3可知，,所以刚度足够。 3.1.7 稳定性校核 = (3.8) 式中：—丝杠支承系数，由表3-4得出单推-单推时，取1； —滚珠丝杠稳定安全系数，一般取2.5～4，本设计取4； —滚珠丝杠两端支承间的距离，单位为，本设计中该值为500； —按丝杠底径确定的截面惯性矩，（，单位为）本设中将代入算出=87080。 由以上数据可以算出：== (3.9) 临界载荷远大于工作载荷（2459.6N），故丝杠不会失稳。 3.1.8 临界转速的验证 (3.10) 式中：—丝杠支承系数，单推-单推方式时，由表3-5可得该值为12.1； —临界转速计算长度，单位为，本设计中该值约为720； —丝杠内径，单位； —安全系数，可取=0.8 经过计算，得出=5321，由已知，可以算出，该值小于丝杠临界转速，所以满足要求。 3.2 步进直线电机的计算和选用 3.2.1 转动惯量的计算 （1）轴、丝杠等圆柱体惯量计算（） (3.11) 对于钢材： (3.12) 式中： M—圆柱体质量（） D—圆柱体直径（） L—圆柱体长度（） —钢材的密度 对于齿轮：D可取分度圆直径，L取齿轮宽度； 对于丝杠：D可近似取丝杠公称直径—滚珠直径，L取丝杠长度。 具体计算如下： (3.13) （2）丝杠传动时折算到电机轴上的总传动惯量 步进直线电机到丝杠，此传动系统折算到电机轴上的转动惯量为： (3.14) 式中： 具体计算如下： (3.15) 3.2.2 电机力矩的计算 电机的负载力矩在各种工况下是不同的，下面分快速空载起动时所需力矩、快速进给时所需力矩、最大切削负载时所需力矩等几部分介绍其计算方法。 （1） 快速空载起动时所需力矩 式中： （2） 快速进给时所需力矩 因此对运动部件已起动，固不包含，显然。 （3）最大切削负载时所需力矩 式中： 在采用丝杠螺母副传动时，上述各种力矩可用下式计算 (3.16) 式中： 摩擦力矩 式中： 附加摩擦力矩 (3.17) 式中： 折算到电机轴上的切削负载力矩 式中： 具体计算： 横向： (3.18) (3.19) 3.3 步进直线电机的选择 目前，经济型数控中大多数采用反应式步进直线电机。 1. 首先根据最大静转距 从表中查出，当步进直线电机为三相六拍时， (3.20) 纵向： (3.21) 按此最大静转矩产步进直线电机型号表（三相）可查出，110BYG3500型最大静转矩转矩为8N.m，大于所需静转矩，可作为初选型号。但必须进一步考核步进直线电机起动矩频特性和运行矩频特性。 步进直线电机起动频率 Hz (3.22) 最高工作频率 Hz (3.23) 从电机表中查出，110BYG3500型步进直线电机的空载起动频率为1600Hz，运行频率为30000Hz，满足要求。 横向： (3.24) 按此最大静转矩产步进直线电机型号表（三相）可查出，90BYGH3502型最大静转矩转矩为5N.m，大于所需静转矩，可作为初选型号。 第4章 Y向进给机构设计计算 4.1 滚珠丝杠的选择 4.1.1 滚珠丝杠的精度 查阅滚珠丝杠的样本选择丝杠精度为5级精度等级，Y轴行程1000mm 4.1.2 滚珠丝杠参数的计算 （1）最大工作载荷的计算 丝杠的最大载荷为工作时的最大进给力加摩擦力，最小载荷即为摩擦力。设最大进给力=5000N，导轨上面移动部件的重量约为500㎏，导轨的摩擦系数为0.04，故丝杠的最小载荷（即摩擦力） （N） (4.1) 丝杠最大载荷是： 5000＋196＝5196（N） (4.2) 平均载荷是： =×=≈3529（N） (4.3) （2）当量动载荷的计算 滚珠丝杠副类型的选择主要是根据导程和动载荷两个参数,其选择的原则为:①滚珠丝杠的静载荷Coa不能大于额定静载荷Coam,即Coa≤Coam;②滚珠丝杠的动载荷Ca不能大于额定动载荷Cam,即Ca≤Cam。 驱动电机最高转速2000 r/min 丝杠最高转速为2000r/min，工作台最小进给速度为0.5m/min，故丝杠的最低转速为0.1r/min，可取为0，则平均转速n=1000r/min。丝杠使用寿命T=15000h，故丝杠的工作寿命 ==675（r） (4.4) 当量动载荷值： (4.5) 式中： ——载荷性质系数，无冲击取1-1.2，一般情况取1.2-1.5，有较大冲击振动时取1.5-2.5； ——精度影响系数，对1、2、3级精度的滚珠丝杠取=1.0，对4、5级精度的丝杠取=0.9。 根据要求去=1.5，=0.9，代入数据得 ≈51.59（KN） (4.6) 根据计算所得最大动载荷和初选的丝杠导程，查滚珠丝杠样本，选择FF4010-5型内循环浮动返回器双螺母对旋预紧滚珠丝杠副，其公称直径为40mm，导程为10mm，循环滚珠为5圈×2列，精度等级取5级，额定动载荷为55600N，大于最大计算动载荷=51590N，符合设计要求。 表4.1 滚珠丝杠螺母副的几何参数 名 称 符 号 计算公式和结果 公称直径（mm） 40 螺距(mm) P 10 接触角 钢球直径(mm) 7.144 螺纹滚道法面半径(mm) 偏心距(mm) 0.009 螺纹升角(mm) = 丝杠外径(mm) 39.5 丝杠底径(mm) 34.3 螺杆接触直径(mm) 32.87 （3）传动效率的计算 将公称直径=40mm，导程=10mm，代入λ=arctan[]，的丝杠螺旋升角λ=。将摩擦角，代入=，得传动效率=93.7%。 （4）刚度的验算 本传动系统的丝杠采用一端轴向固定，一端浮动的结构形式。固定端采用一对面对面角接触球轴承和一个角接触球轴承，另一端也采用角接触球轴承，这种安装适应于较高精度、中等载荷的丝杠。 滚珠丝杠螺母的刚度的验算可以用接触量来校核。 a、滚珠丝杠滚道间的接触变 根据公式Z=，求得单圈滚珠数Z=22，改型号丝杠为双螺母，滚珠的圈数×列数为5×2，代入公式圈数×列数，得滚珠总数量=220。丝杠预紧时，取轴向预紧力=1732（N）。查相关公式得滚珠丝杠与螺纹滚道间接触变形 (4.7) 式中=51590N。代入数据得； ==0.013(mm) 因为丝杠有预紧力，且为轴向负载，所以实际变形量可以减少一半，取=0.0065mm。 b、丝杠在工作载荷作用下的抗压变形 丝杠采用的是两端都为角接触球轴承，轴承的中心距a=720mm，钢的弹性模量E=,由表2.1中可知，滚珠直径=7.144mm，丝杠底径=34.3mm，则 丝杠的截面积： =1540.6() 根据公式代入数据得： =0.018(mm) C、总的变形 ==0.0065+0.018=0.0245mm,丝杠的有效行程为600， 丝杠在有效行程500—400mm时，行程偏差允许达到30μm,，可见丝杠刚度足够。 （5）稳定性的验算 (4.8) 公式中取支撑系数=2， 由丝杠底径=43.3mm求的截面惯性矩=188957.7()，压杆稳定安全系数K取3（丝杠卧式水平安装），滚珠螺母至轴向固定处的距离取最大值1200mm，代入公式得： =181129.6(㎏) 则f=181129.6N大于=51590N，故不会失稳，满足使用要求。 （6）临界转速的验算 对于滚珠丝杠还有可能发生共振，需要验算其临界转速，设不会发生共振的最高转速为临界转速。 查资料得公式 ： (4.9) 为丝杠支承方式系数（一端固定，一端游动） 代入数据得：4397(r/min),临界速度远大于丝杠所需转速，故不会发生共振。 （7）滚珠丝杠选型和安装尺寸的确定 由以上验算可以知道，丝杠型号为FF4010-5完全符合所需要求，故确定选用该型号，安装尺寸查表可知。 （8）丝杠支承的选择 滚珠丝杠的主要载荷是轴向载荷，径向载荷主要是卧式丝杠的自重。因此对丝杠的轴向精度和轴向刚度应有较高要求。其两端支承的配置情况为轴向固定方式。本次设计丝杠支承选用一端固定，另一端浮动。 4.2 伺服电机的选择 4.2.1 最大负载转矩的计算 所选伺服电机的额定转矩应大于最大切削负载转矩。最大切削负载转矩T可根据以下公式计算，即 (4.10) 从前面的计算可以知道，最大载荷N，丝杠导程=10mm=0.01m，预紧力=N，根据计算的滚珠螺母丝杠的机械效率=0.947，因为滚珠丝杠预加载荷引起的附加摩擦力矩： （N·m） (4.11) 查手册得单个轴承的摩擦力矩为0.32N·m，故一对轴承的摩擦力矩=0.64N·m。简支端轴承步预紧，其摩擦力矩可忽略不计。伺服电动机与丝杠直接相连，其传动比=1，则最大切削负载转矩： (N·m) 所选的伺服电机额定转矩应该大于此值。 4.2.2 负载惯量的计算 伺服电机的转动惯量应与负载惯量相匹配。 负载惯量可以按一下次序计算。立柱与主轴箱的质量为500㎏，折算到电动机轴上的惯量可按下式计算， (kg·㎡) (3.14) 丝杠名义直径=50mm=0.05m，长度L=1.2m丝杠材料（钢）的密度ρ=7.8㎏·。根据公式计算丝杠加在电动机轴上的惯量 (㎏·㎡) (4.12) 联轴器加上锁紧螺母等的惯量可直接查手册得到，即(㎏·㎡) 故负载总的惯量为 (㎏·㎡) 电动机的转子惯量应与负载惯量相匹配。通常要求不小于，但也不是越大越好。因越大，总的惯量就越大，加速度性能受影响。为了保证足够的角加速度，以满足系统反应的灵敏的，将采用转矩较大的伺服电动机和它的伺服控制系统。根据有关资料的推荐，匹配条件为： (4.13) 则所选交流伺服电动机的转子惯量应在0.0092—0.036㎏·㎡范围之内。 根据上述计算可选用表3.2中的交流伺服电机α22/3000i型，其额定转矩为22N·m，最高，转动惯量J=0.012㎏·㎡。 表4.2 FANUCα(HV)i系列交流伺服电机 型号 α1/ 5000i α2/ 5000i α4/ 4000i α8/ 3000i α12/ 3000i α22/3000i 输出功率/kw 0.5 0.75 1.4 1.6 3 4 额定转矩(N·m) 1 2 4 8 12 22 最高转速 5000 5000 4000 3000 3000 3000 转动惯量(㎏·㎡) 0.00031 0.00053 0.0014 0.0026 0.0026 0.012 质量㎏ 3 4 8 12 18 29 伺服放大器规格 20i 20i 20i 40i 80i 80i 4.2.3 空载加速转矩计算 当执行件从静止以阶跃指令加速到最大移动（快速）速度时，所需要的空载加速转矩按下式求， (4.14) 空载加速时，主要克服的是惯性，选用的α22/3000i型交流伺服电动机,总惯量 0.0120+0.0092=0.0212(㎏·㎡) 加速度时间通常取的3~4倍，故=(3~4)=(3~4)×6=18~24(ms)，则 (N·m) 4.2.4 轴向间隙的调整和加预紧力的方法 对于滚珠丝杠副，除了单一方向的进给传动精度有一定的要求外，对它的轴向间隙也有严格的要求，以保证反向传动的精度。要把轴向间隙完全消除，也是相当困难的。通常采用双螺母，并加预紧力的方法来消除其轴向间隙。双螺母经加预紧力调整后，能基本上消除轴向间隙。单螺母的滚珠丝杠副是不能调整轴向间隙和预紧力的，其轴向间隙只能依靠滚珠丝杠副本的精度和安装时丝杠和螺母的连接精度来保证。 双螺母加预紧力消除轴向间隙必须注意两点，一是：通过预紧后产生的力，可促使预拉变形，以减少弹性变形所引起的位移。但预紧力不能太大，否则会使驱动力矩增大，传动效率反而降低，使用寿命也随之缩短。二是：轴向间隙的消除，不能忽视丝杠的安装部分和驱动部分的轴向间隙，应同时调整是它减少到最小。目前常用的双螺母预紧力调整方法有下面三种。 （1）垫片调隙式 如图所示为垫片调隙式，一般用螺钉来连接滚珠丝杠上的两个螺母的凸缘处，在中间加垫片。垫片的厚度是螺母间产生轴向位移，以达到消除间隙和产生预紧力的目的。 这种结构特点是结构简单，可靠，装拆方便。但缺点是调整很费时，在工作状态下不能随意调整，因为要更换不同厚度的垫片才能消除间隙，所以是用于一般精度的机构中使用。 （2）螺纹调隙式 如图所示为螺纹调隙式。它是一个螺母的外端有凸缘，而另一个螺母的外端没有凸缘，车有螺纹，它伸出在套筒外，并用两个圆螺母调整好间隙后，再用一圆螺母锁紧螺母锁紧就可以了。 这种结构的特点是结构紧凑，调整方便，所以应用广泛，但调整的位移量不太精确。 图4.4 垫片调隙式 图4.5螺纹调隙式 （3）齿差调隙式 如图所示为齿差调隙式。它是在两个螺母的凸缘上各有圆齿轮2，两者的齿数值相差一个齿，装入内齿圆3中，内齿圆3是用螺钉1和定位销4固定在套筒5上的。调整是先取下内齿圆3，转动圆柱齿轮2，在两个滚柱螺母相对于滚筒5转动时，可以使两个螺母相互产生角位移，这样滚柱螺母对于滚珠丝杠的螺旋滚道也相对移动是两个螺母中的滚柱分别贴近在螺旋滚到的两个相反的侧面上。消除间隙并产生预紧力后，把内齿圆3套上用定位销4固定。 这种结构的特点是调整精确可靠，定位精度高，但结构复杂，仅在高精度的数控机床有所应用。 1——螺钉； 2——圆柱齿轮； 3——内齿圆； 4——定位销； 5——套筒。 图4-6 齿差调隙式 4.3 导轨副的计算、选择 根据给定的工作载荷Fz和估算的Wx和Wy计算导轨的静安全系数fSL=C0/P，式中：C0为导轨的基本静额定载荷，kN；工作载荷P=0.5(Fz+W)； fSL=1.0~3.0(一般运行状况)，3.0~5.0（运动时受冲击、振动）。根据计算结果查有关资料初选导轨： 因系统受中等冲击,因此取 根据计算额定静载荷初选导轨: 选择汉机江机床厂HJG-D系列滚动直线导轨,其型号为:HJG-D25 基本参数如下: 表4.3 额定静载荷初选导轨 额定载荷/N 静态力矩/N*M 滑座重量 导轨重量 导轨长度 动载荷 静载荷 L (mm) 17500 26000 198 198 288 0.60 3.1 760 滑座个数 单向行程长度 每分钟往复次数 M 4 0.6 4 导轨的额定动载荷N 依据使用速度v（m/min）和初选导轨的基本动额定载荷 (kN)验算导轨的工作寿命Ln： 额定行程长度寿命: 导轨的额定工作时间寿命: 导轨的工作寿命足够. 4.4 联轴器的选择 金属弹性元件挠性联轴器是由各种片状、圆柱状、卷板状等形状的金属弹簧，利用金属弹簧的弱性变形以达到补偿两轴相对偏移 和减振、缓冲功能，构成不同结构、性能的挠性联轴器。金属弹性元件比非金属弹性元件强度高，使用寿命长，传递载荷能力大，,适用于高温工况，弹性模最大且稳定。 如图3.5所示膜片联轴器是由几组膜片（不锈钢薄板）用螺栓交错地与两半联轴器联接，每组膜片由数片叠集而成，膜片分为连杆式和不同形状的整片式。膜片联轴吕靠膜片的弹性变形来补偿报联两轴的相对位移，是一种高性能的金属弱性元件挠性联轴器，结构较紧凑，强度高，不用润滑，使用寿命长，无旋转间隙，不受温度和油污影响，具有耐酸、耐碱、防腐蚀的特点，适用于高速、高温、有腐蚀介质工况环境的轴系传动，广泛用于各种机械装置的轴系传动 。 图4.7 DJM5金属膜片挠性联轴器 4.5 轴承的选择 滚珠丝杠中经常使用的滚动轴承有以下两类。 （1）接触角为的角接触球轴承 这是目前国内外广泛采用的滚珠丝杠轴承，这种轴承可以组合配置。一种为面对面方式，另一种为背靠背组合方式。这两种方式都可承受双向轴向推力，还有一种是通向组合方式，其承受能力较高，但只承受一个方向的轴向力，同向组合时的额定动载荷等于单个轴承的乘下列系数：2个为1.40;3个为2.16；4个为2.64。由于螺母与丝杠的同轴度在制造安装的过程中难免有误差，而且采用面对面组合方式时两接触线与轴线交点间的距离a比背对背的小，故容易实现自动调整。因此在进给传动中面对面组合用的较多。 （2）滚针—推力圆柱滚子组合轴承 外圈与箱体固定不转，内圈和隔套内圈随轴转动，滚针承受径向载荷，圆柱滚子分别承受两个方向的轴向载荷，修磨隔套内圈的宽度可调整轴承的轴向预紧量。 本次设计选用角接触球轴承，根据轴的直径选用型号为表3.3中的7009 GB/T 292—1994。 表4.4 角接触球轴承 总结 在这几个月的毕业设计的过程中，我认真分析了指导老师提供的基本设计数据和要求，之后在查阅了大量工具书和期刊资料；对现在我国的龙门加工中心进给机构总体趋势进行分析，在网上和图书馆搜集了大量的第一手的资料，首先初步确定了本次设计的基本方案，然后设计出了具体的方案。 数控机床对伺服系统的设计基本要求为：定位精度高，跟踪指令信号的响应要快；系统的稳定性好。反应在伺服系统性能指标上，即稳定性、精度和快速响应特性。为满足这些要求，机械传动结构的设计中用尽量采用低摩擦传动副，如滚动导轨、静压导轨、贴塑导轨、滚珠丝杠等，以减少摩擦力； 数控技术的发展必定是未来制造业的发展方向，数控机床的伺服系统由各坐标的驱动电动机控制单元、机械传动部件、执行件和控制反馈环节组成，显然伺服系统是数控机床的关键环节。通过选用最佳降速比来降低惯量；采用预紧的办法提高传动刚度；用消除的办法减少反向死区误差等，其中最重要的是提高传动刚度和降低惯量。采用预紧消除间隙提高传动刚度，不仅不需要增大尺寸和惯量，而且也是传动刚度接近常数，这是伺服进给系统机械结构设计中的突出特点。 伺服系统采用了步进电机通过弹性联轴器直接与滚珠丝杠连接驱动丝杠传动，而且其轴承采用的是角接触轴承保证其主轴不窜动，采用一个深沟来保证其径向的圆跳动。在设计中我们兼顾经济性，考虑满足精度的要求，因此对于设备及元件的选择都要求具有高精度，因此设计的成本较高。 参考文献 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