五轴数控雕铣机设计-机械设计及其自动化学士毕业论文

吉吉 林林 农农 业业 大大 学学 学士学位毕业设计学士学位毕业设计 说说 明明 书书 论文题目：五轴数控雕铣机设计 学生姓名：方柯 专业年级：机械设计制造及其自动化 2010 级 指导教师：赵丽萍职称副教授 2014 年5 月26 日 目目 录录 题目.I 摘要及关键词.I 1 前 言1 1.1 课题的研究背景与意义.1 1.2 雕铣加工概述.1 1.2.1 雕铣加工基本原理.1 1.2.2 雕铣加工分类、特点和适用范围.2 1.3 雕铣加工技术的发展现状.2 1.4 本课题的主要任务.3 1.5 本章小结.3 2 五轴联动雕铣成型机床总体结构设计.4 2.1 雕铣成型加工机床的构成及结构形式.4 2.2 雕铣数控成型机总体结构设计.4 2.3 机床进给系统设计方案的确定.4 2.3.1 机械结构方案确定.4 2.3.2 控制系统方案确定.5 2.3.3 机床主要技术参数及精度指标.5 2. 4 其他组件的方案确定.6 2.4.1 滚珠丝杠的支撑型式.6 2.4.2 轴承的配置形式.7 2.4.3 主轴组件的调整.8 2.5 本章小结.8 3 五轴联动数控雕铣机床进给系统的设计与计算.8 3.1 主轴（Z 轴）传动系统部件的设计计算8 3.1.1 Z 轴滚珠丝杠的工作情况分析8 3.1.2Z 轴滚珠丝杠副的主要技术参数及设计、计算流程8 3.2 XY 轴进给传动系统精密部件的设计12 3.2.1 X 轴滚珠丝杠的工作情况分析12 3.2.2 X 轴滚珠丝杠的设计计算12 3.2.3 传动系统的刚度计算.17 3.2.4 传动系统刚度验算22 3.2.5X 轴进给机构转动惯量的计算及电机的选择23 3.3 蜗杆传动结构设计.25 3.3.1 蜗轮蜗杆的工作情况分析.25 3.3.2 蜗轮蜗杆传动设计计算.25 3.3.3 验算接触疲劳强度校核26 3.3.4 接触疲劳强度校核：27 3.4 锥齿轮的结构设计.28 3.4.1锥齿轮的工作情况分析.28 3.4.2 接触强度校核.30 3.4.3 弯曲强度校核.30 3.5 本章小结31 4 机床控制系统设计.31 4.1 PAC 选型.31 4.2 PAC SYSTEMSRX3I的模块介绍.31 4.3 步进电机驱动器.32 4.4 步进电机控制程序.32 4.5 本章小结34 总结.35 参考文献.36 致 谢.37 附 件.38 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 I 五轴数控雕铣机设计 姓名：方柯 专业：机械设计制造及其自动化 指导教师：赵丽萍 摘摘要要：本文首先阐述了雕铣技术的研究背景和意义，然后阐述了五轴数控雕铣成型机 床总体结构设计，其中包括雕铣加工机床的构成及结构形式、雕铣数控成型机总体结构 设计、机床进给系统设计方案的确定、其他组件的方案确定，接着阐述了雕铣数控雕铣 机床进给系统的设计与计算，最后阐述了机床控制系统的设计。 本课题通过对雕铣加工机结构进行改进，应用五轴联动的结构进行加工，通过对数 控雕铣机床机械系统功能的分析， 在原有的雕铣加工机基础上进行结构改进最终完成了 雕铣成型机床总体结构和进给系统的设计；并在此基础上完成了控制系统的设计，最后 通过改进雕铣加工机床的结构；控制系统采用 PAC 系统，提高了雕铣成型加工过程的自 动化。 关键词关键词： 雕铣；五轴联动；PAC Five-axis CNC milling machine design Name：fangke Major：Mechanical Design Manufacturing andAutomation Tutor：zhao li ping Abstract: This paper first describes the background and significance of the engraving and milling technology, then describes the five-axis CNC milling machine shaping the overall design, including the composition and structure of the form of engraving and milling machine tools, CNC engraving and milling machine overall structural design, machine tool to determine the system design, the program determines the other components, and then elaborated engraving and milling CNC EDM machine tool feed system design and calculation, and finally describes the design of the machine control system. Through this project engraving and milling machine to improve the structure, the structure of the application five-axis machining, CNC milling through the mechanical system analysis tool functions in the original engraving and milling machining structural improvements on the basis of the final completion of the engraving and milling molding machine overall structure and design of the feed system; and on this basis, to complete the design of the control system, and finally by improving the structure of engraving and milling machine tools; system uses 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 II the PAC system to improve the engraving and milling molding process automation and control. Key words: Engraving；Five axis linkage ；PAC 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 1 1 前 言 1.1 课题的研究背景与意义 雕铣属于特种加工的一种，在现代工业的某些领域有着无可替代的地位。随着模具 工业和计算机技术的飞速发展，对零件的精度、性能、寿命的要求越来越高。因此在设 计上采用了许多新材料、新结构，导致零件的结构、形状复杂，如各种复杂形状的型孔 和型腔工件，这些零件出于精度、寿命等因素考虑，常采用高温合金、硬质合金、耐热 钢淬火钢等材料，且加工精度、表面粗糙度要求高，传统的机械加工方法实现困难、成 本高。雕铣的应用解决了这些难题，并成为现代加工工业已成为不可缺少的重要设备； 但当前雕铣加工的设备还比较单一，结构上还是以手动或单轴雕铣成型机数控系统为 主，在实际加工中已不能满足零件的精度和性能要求，因此对于雕铣加工机结构改进的 意义十分重大 1 。 为增强雕铣加工机的功能，将雕铣加工机的结构进行改进，改进的雕铣加工机为五 轴联动的结构形式，控制系统选用 PAC 系统控制。它们的优点介绍如下： （1）采用五轴联动结构的优点 工件的装夹变得容易。加工时无需特殊夹具，降低了夹具的成本，避免了多次装 夹，提高加工精度。 采用五轴技术加工可以减少夹具的使用数量。 五轴联动雕铣机床在加工中能增加刀具的有效切削刃长度，且无切削力，提高了 刀具使用寿命，降低成本。 （2）控制系统选用 PAC 系统的优点 PAC 具备多个专业的功能性，在一个平台上可实现包括逻辑和顺序控制、运动控 制、驱动控制和过程控制的功能。 PAC 的软件开发可提供按流程或加工过程的设计工具，设计直接针对若干机器或 处理单元，按状态(步)、激活状态(动作块)和转移条件进行。 PAC 具有开放的、模块化的体系结构，适用于从工厂自动化到流程工业的单元操 作。 1.2 雕铣加工概述 1.2.1 雕铣加工基本原理 工作原理一般认为雕铣机是使用小刀具、大功率和高速主轴电机的数控铣床。国外 并没有雕铣机的概念，加工模具他们是以加工中心（电脑锣）铣削为主的，但加工中心 有它的不足，特别是在用小刀具加工小型模具时会显得力不从心，并且成本很高。国内 开始的时候只有数控雕刻机的概念，雕刻机的优势在雕，如果加工材料硬度比较大也会 显得力不从心。雕铣机的出现可以说填补了两者之间的空白。雕铣机既可以雕刻，也可 铣削，是一种高效高精的数控机床。雕铣机这个概念最先是由佳铁提出并且实现的。 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 2 1.2.2 雕铣加工分类、特点和适用范围 它主轴转速高适合小刀具的加工， 扭矩比较小， 着重于“雕刻”功能， 例如木材 （专 门加工木板的称为木雕机） 、双色板、亚克力板等硬度不高的板材，不太适合强切削的 大工件。目前市面上的大多数打着雕刻机旗号的产品都是为加工工艺品为主，成本低， 由于精度不高，不宜用于模具开发；但也有例外的例如晶片雕刻机。 1.3 雕铣加工技术的发展现状 我国的数控机床无论从产品种类、技术水平、质量和产量上取得了很大的发展，在 一些关键技术方面也取得了重大突破。据统计，目前我国可供市场的数控机床有 1500 种， 几乎覆盖了整个金属切削机床的品种类别和主要的锻压机械。 领域之广， 可与日本、 德国、美国并驾齐驱。这标志着国内数控机床已进入快速发展的时期。 目前我国已经可以供应网络化、集成化、柔性化的数控机床。同时，我国也已进入 世界高速数控机床和高精度精密数控机床生产国的行列。 目前我国已经研制成功一批主 轴转速在 800010000rmin 以上的数控机床。 我国数控机床行业近年来大力推广应用 CAD 等技术，很多企业已开始和计划实施应用 ERP、MRP和电子商务。 但从国情来看，我国正处于工业化中期，即从解决短缺为主的开放逐步向建设经济 强国转变，从脱贫向致富转变，煤炭、汽车、钢铁、房地产、建材、机械、电子、化工 等一批以重工业为基础的高增长行业发展势头强劲， 构成了对机床市场尤其是数控机床 的巨大需要。 据毕马威会计事务所分析， 中国已经超过德国， 成为世界第一大机床市场， 数控机床已成为机床消费的主流。我国未来数控机床市场巨大，预计 2010 年数控机床 消费仍将超过 60 亿美元，台数将超过 10 万台。专家指出，中高档数控机床的比例会大 幅增加，经济型数控机床的比例不会有太大变化，而非数控的普通机床的需求将会大幅 度减少。 近年，全国模具产值也有大幅增长。我国目前大型、精密、复杂、长寿命模具依然 大量进口，模具市场主要集中在华东，大约占全国销售额的 75%。最近，江苏苏州地区 已在规划筹建亚洲最大的模具制造基地。 模具制造业需要高速数控铣床、 三坐标测量机、 精密电加工机床、高精度加工中心、精密磨床等。 电子信息设备制造行业的装备 99.5%依赖进口。 该行业需求大批小型精密数控机床： 如高速铣削中心、高速加工中心、小型精密车床、小型精密冲床、精密和超精密加工专 用数控机床及精密电加工机床等。 近年党中央、国务院高度重视包括数控机床在内的装备制造业发展，相继出台的一 系列政策措施，进一步确立了数控机床产业的战略地位，为行业发展创造了有利条件。 我国机床行业经过几十年的发展，形成了具有一定生产规模和技术水平的产业体系，具 备了快速提升的基础，尤其是“十五“以来，面对持续高涨的国内市场需求和良好的政策 环境，我国机床行业发展迅速，在质和量上都取得了飞跃。 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 3 1.4 本课题的主要任务 本课题的主要任务 本课题在雕铣成型机原理的基础上，研究机床的结构系统、驱动控制。其主要内容 如下： （1）设计出五轴联动雕铣加工机床的进给系统，包括各部分主要零件的设计计算、 校核；电机的选择；零件设计主要包括滚珠丝杠、蜗轮蜗杆、锥齿轮的设计计算，以及 步进电机的选取。 （2）控制部分的选择与设计，进给运动的控制。 （3）绘制雕铣加工机床主要零部件结构图。 1.5 本章小结 本章主要介绍了雕铣加工技术在现代加工业的重要地位，和当前的一些发展状况。 根据雕铣加工机床的发展趋势提出五轴联动雕铣加工机床的结构方案和PAC控制系统的 方案，明确了具体任务，为接下来的设计做准备。 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 4 2 五轴联动雕铣成型机床总体结构设计 2.1 雕铣成型加工机床的构成及结构形式 雕铣成形加工机床主要包括主机、电源箱、工作液循环过滤系统及附件等，主机用 于支承、 固定工具电极， 实现电极在加工过程中稳定的伺服进给运动。 主机主要由床身、 立柱、主轴头、工作台及工作液槽等部分组成。电源箱包括脉冲电源、伺服进给系统和 其他电气控制系统。工作液循环过滤系统包括供液泵、过滤器，各种控制阀、管道等。 雕铣成型加工机主机传动轴的名称与运动方向： 雕铣成形加工机床主机一般有 X， Y， Z 三轴传动系统。 Z 轴(主轴)：控制主轴头上下移动。面对机床，主轴头移动向上为+Z，向下为-Z。 X 轴：工作台左右移动轴。面对机床，主轴向右(工作台向左)移动为+X，反向为-X。 Y 轴：工作台前后移动轴。面对机床，主轴向前(工作台向后)移动为+Y，反向为-Y。 2.2 雕铣数控成型机总体结构设计 机床机械系统的功能分析： 根据零件加工要求， 本课题设计的五轴联动雕铣数控成型机主机的机械系统的主要 功能为三个功能：驱动功能、运动功能、结构功能。 （1）驱动功能：驱动功能为机床提供动力保障，主要涉及两个方面，一是对机床 各部分提供能量传递与分配工作，二是进行能量的转换包括驱动部件和制动部件。 （2）运动功能：主要是各功能轴的传动、导向功能。 （3）结构功能：机床的支承和各部件间的联接功能。 通过功能分析，得到该机床系统的功能单元后，我们可以根据预期的功能目标及设 备制造技术发展的现实状况，合理选择完成功能单元的功能载体，即机床各分功能的实 现机构 15 。 2.3 机床进给系统设计方案的确定 2.3.1 机械结构方案确定 （1）XYZ 三轴运动控制传动方案确定 主要采用丝杠作为主要的传动部件 ，其特点如下： 摩擦系数小、效率高。机械效率达 90%以上，比滑动丝杠螺母传动的机械效率高 24 倍。在相同负载下，较滑动丝杠的传动扭矩减少 2/3，其逆向传动效率也接近正向 传动效率。 由于是滚动摩擦，无论动静摩擦，摩擦系数很接近，无论静止或高、低转速，摩 擦力几乎不变，因而传动平稳。由于磨损少，相对寿命变长。而且因为摩擦小，滚珠丝 杠副可在预紧后仍轻快传动，通过预紧消除间隙很容易，可做到反向无空行程，提高刚 度。 导向机构采用直线滚动导轨：采用滚动导轨可以减少导轨的磨擦阻力，便于工作台 实现精确和微量移动，且润滑方法简单。 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 5 执行部件的选择：步进电动机具有其主要优点是有较高的定位精度，无位置累积误 差；拥有较高的可靠性。 （2）工作台传动方案确定 工作台运动方式包括两方面：工作台的旋转运动；工作台在 X 方向的回转运动。目 前用于旋转的传动结构一般都用齿轮完成， 例如蜗轮蜗杆结构、锥齿轮结构。 蜗轮蜗杆结构主要用于传递交错轴的回转运动和动力，它具有以下优点：结构紧 凑传动比大；传动平稳噪声低，冲击载荷小噪声低。但是蜗轮蜗杆的传动效率较低。总 体看来，选用蜗轮蜗杆能够较好实现工作台的旋转运动。 锥齿轮结构用于相交轴之间的传动。 两轴交角大多为 90， 即两轴垂直相交传 动形式。直齿锥齿轮传动的设计、制造比较简单。工作中振动和噪声较大，故速度不宜 过高，一般用于圆周速度 v5 m/s 场合。工作台在 X 方向的回转运动速度较低，因此 锥齿轮结构能够满足设计要求。 2.3.2 控制系统方案确定 目前的工业控制系统主要以 PLC 为主，PAC 则是一个 PLC 中较为优秀的一种。PAC 具有单一的控制器和机箱，可用于处理数字和模拟 I/O，具有运动，视觉功能和模块化 仪器，因此不需要像普通 PLC 购买多个控制器。 运动控制：PAC 系统在，对于控制高于两轴运动方式时，作用显著。在 PXI 平台上 的运动控制器可以提供高达 8 轴的运动方式，而且可以使用 NI 运动助手对系统进行轻 松地配置。 简单易用的开发环境：虽然传统的梯形逻辑编程非常适合于数字 I/O 的编程，然而 对于处理模拟 I/O，运动或视觉这种编程方式则十分麻烦。PAC 可以用通用的语言编写 控制程序，为您提供了很大的灵活性，这些通用语言包括 C，C+，Visual Basic，甚至 是传统的梯形逻辑。 简而言之，PAC能增加所需的PC功能以用于高级控制， 实时分析或连接企业数据库， 而且同时保持了PLC的可靠性。因此本文选用PAC控制系统。 2.3.3 机床主要技术参数及精度指标 （1）机床主要性能指标见表 2.1。 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 6 表 2.1 机床主要性能指标 Table2.1 Machine key performance indicators （2）机床传动系统精度要求 由于工作台或主轴传递运动的传动丝杠与螺母之间一般都存在微小间隙， 所以在工 作台或主轴往正向移动后再向反向移动时会少移动一段距离， 这个距离主要反映了工作 台正、反向移动时，传动丝杠与螺母之间的间隙所带来的运动误差。机床传动系统精度 见表 2.2。 表 2.2 机床数控精度指标 Table2.2 NC machine tool accuracy specifications 序号机床数控精度指标允许偏差实测偏差 1X 轴运动的重复定位精度 和失动量 重复定位精度0.02重复定位精度0.015 失动量0.04失动量0.020 2Y 轴运动的重复定位精度 和失动量 重复定位精度0.02重复定位精度0.015 失动量0.04失动量0.027 3Z 轴运动的重复定位精度 和失动量 重复定位精度0.03重复定位精度0.020 失动量0.04失动量0.026 2. 4 其他组件的方案确定 2.4.1 滚珠丝杠的支撑型式 滚珠丝杠的主要载荷是轴向载荷，而径向载荷主要是卧式丝杠的自重。其两端支承 的配置情况分为一端固定一端自由、两端固定和一端固定一端浮动，如图 3.1 所示。 工作台尺寸800400 (mm)机床功率8KVA X、Y、Z 行程400320275(mm)测量分辨率0.5m 机床外形尺寸140016002000(mm)C 轴转角360 工件最大尺寸650350300(mm)最大加工电流70A 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 7 a)一端固定一端自由 b)两端固定 c)一端固定一端浮动 a）Fixed End freedom b) Fixed at both ends c) Fixed End float 图 3.1 滚珠丝杠的支承配置 Figure3.1 Ball bearing configuration （1)图 3.1(a)所示是一端固定一端自由的支承形式。其特点是结构简单，轴向刚度 低，适用于短丝杠及垂直布置丝杠，一般用于数控机床的调整环节和升降台式数控铣床 的垂直坐标轴。 （2)图 3.1(b)所示是一端固定一端浮动的支承形式，丝杠轴向刚度与 a)形式相同， 丝杠受热后有膨胀伸长的余地， 需保证螺母与两支承同轴。 这种形式的配置结构较复杂， 工艺较困难，适用于较长丝杠或卧式丝杠。 （3)图 3.1(c)所示是两端固定的支承形式，丝杠的轴向刚度约为一端固定形式的 4 倍，可预拉伸，这样既可对滚珠丝杠施加预紧力，又可使丝杠受热变形得到补偿，保持 恒定预紧力，但结构工艺都较复杂，适用于长丝杠。 本课题中采用第三种支承配置方式。 2.4.2 轴承的配置形式 一般说来数控机床的主轴结构的轴承有以下几种配置形式： (1）前后支承均采用双列短圆柱滚子轴承来承受径向载荷，安装在前端的两个推力 球轴承用来承受前后方向的轴向负载。这种结构能承受较大的负载（特别是轴向负载）， 可适应强力切削，但主轴转速不能太高，轴承在高转速时容易发热。由于推力球轴承安 装在主轴前端，当主轴旋转时前轴承和后轴承温度差较大，热变形对主轴精度影响也很 较大。前轴承温度高，主轴前端升高量大，后轴承温度低，主轴末端升高量小，因此， 这种机构目前应用较小。 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 8 (2）前后支承用双列短圆柱滚子轴承来承受径向负荷，用安装在主轴前端的双向向 心推力球轴承来承受轴向负载。这种结构刚性较好。 (3）前轴承用单列向心推力球轴承，背靠背安装，由 23 个轴承组成一套，用以 承受径向和轴向负载；后轴承用双列短圆柱滚子轴承。这种结构适应较高转速、较重切 削负载，主轴精度教好。但承受的轴向负载较前两种结构小。 (4）前后支承均采用成组单列向心推力球轴承，用以承受径向和轴向负载。这中结 构适应高转速，中等负载的数控机床。在中、小规格的数控机床上采用这种机构较多。 本次设计主轴所采用的轴承配置采用第四种方式。 滚珠丝杠所用轴承为接触角为 60 度的角接触球轴承。 2.4.3 主轴组件的调整 滚动轴承的预紧是采用适当的方法是滚动体和内外套圈之间产生一定的预紧变形 而带负游隙运行。预紧的目的是增加轴承的刚度，提高旋转精度，延长轴承寿命。 按预载荷的方向可分为轴向预紧和径向预紧。 而角接触轴承主要是轴向预紧，这可明显提高轴向刚度。弹性变形量a 与轴向外 载荷 Fa 的关系为a 与 Fa 成正比。 2.5 本章小结 本章首先介绍了雕铣成型加工机床的构成及结构形式， 对课题要求的雕铣成型机床 总体功能进行分析，根据功能确定机床总体布局,明确机床主要性能指标以及机床传动 系统精度要求，为后续的具体机构设计打下基础。 3 五轴联动数控雕铣机床进给系统的设计与计算 3.1 主轴（Z 轴）传动系统部件的设计计算 3.1.1 Z 轴滚珠丝杠的工作情况分析 Z 轴不承受工作载荷根据机床设计要求,电极最大重量为 70Kg，估计有关的工件重 量为： 主轴 35Kg, 直线导轨 6Kg， 主轴丝杆 2.5 Kg,主轴下端板 8Kg， 罩壳等重量 3.5 Kg。 3.1.2Z 轴滚珠丝杠副的主要技术参数及设计、计算流程 8 （1）滚珠丝杠的主要技术参数如图 3.1 所示。 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 9 图 3.1 丝杠参数示意图 Figure3.1 Schematic screw parameters 公称直径 d0 滚珠丝杠的公称直径 d0是滚珠中心所在圆直径。它是滚珠丝杠螺母副的特征尺寸。 名义直径与承载能力有直接关系，d0越大，承载能力和刚度越大。 导程 Ph 导程是丝杠相对于螺母旋转一圈时，螺母上基准点的轴向位移。导程的大小是根据 机床的加工精度要求确定的。导程过小势必使滚珠直径变小，滚珠丝杠螺母副的承载能 力亦随之减小。1）导程的初确定 Ph（mm） ，Phvmax/ nmax。 滚珠直径 d 一般取 d=0.6Ph 滚珠的工作圈数 j 和工作滚珠总数 N 螺母内各圈滚珠所承受的载荷是不相等的， 第一圈滚珠承受轴向载荷的 3045%， 第五圈以后，承载极小，多于五圈的结构均不合理。工作圈数 j 一般取 2.53.5 圈， 而工作滚珠总数 N 以不大于 150 个为宜。 列数 K 要求工作圈数较多的场合，可采用双列或多列式螺母的结构形式。 （2）滚珠丝杠螺母副的设计计算主要内容： 1) 额定动载荷和额定静载荷 额定动载荷是指一批相同参数的滚珠丝杠螺母副，在 n10r/min 的相同工作条件 下运转 1000000 转后，90%的螺旋副(指螺纹滚道和滚动体)不发生疲劳点蚀损伤所能承 受的最大轴向载荷，定义为额定动载荷 Cam。 额定静载荷是指把滚珠丝杠副在静态或低转速(n10r/min)条件下， 受接触应力最 大的滚珠和滚道接触面间产生的塑性变形量之和达到滚珠直径 0.0001 倍时的最大轴向 载荷，定义为额定静载荷。 2) 滚珠丝杠副疲劳强度计算 滚珠丝杠应根据其额定动载荷选用。滚珠丝杠的当量额定动载荷为： 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 10 Cam = Fmfw（60nmLh）1/3 /100fafc(N)（公式 1） 式中： Fm轴向工作载荷(N)， 同时 Fm=(2Fmax+Fmin)/3； Fmax,Fmin丝杠最大，最小轴向载荷(N)； L工作寿命，以 106 转为 1 单位，L = 60n Lh /106； n丝杠转速(r/min)； Lh使用寿命(H)，对数控机床可取 Lh = 15000h； fw负荷系数，按表 3.2 选取； fc可靠性系数，一般取 fc=1。 3）滚珠丝杠螺母副的选择步骤： 计算最大的工作载荷； 计算最大动载荷，对于静态或低速运转的滚珠丝杠，还需考虑最大静载荷是否充 分地超过了滚珠丝杠的工作载荷； 验算刚度； 压杆稳定性核算。 （3）主轴（Z 轴）轴向工作载荷计算 根据机床设计要求,电极最大重量为 70Kg，估计有关的工件重量为：主轴 35Kg, 直 线导轨 6Kg，主轴丝杆 2.5 Kg,主轴下端板 8Kg，罩壳等重量 3.5 Kg，滚珠丝杆预压力 N=400N 直线导轨摩擦力不计，电机需要拖动重量共计 G=125Kg，电机需要拖动力 F=1250N。 时间常数：T=25 ms；滚珠丝杠基本导程： Ph=3mm； 脉冲当量：005. 0 p mm/step；步距角：75. 0/step； 快速进给速度：2 max =Vm/min； 加工进给速度 V=0.08m/min； 综合系数 f =0.2； 由数控加工技术手册查得，机床丝杠的轴向工作载荷约为： NWfFm25012502 . 0（公式 2） （4）主轴强度计算： 疲劳寿命，一般难以总回数来表示，但可以总回数时间，或总行走距离表示。 各种机械的预期工作时间(Lh)见表 3.1. 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 11 表 3.1 各类机械预期工作时间 Table3.1 Types of machinery are expected working hours 用途寿命时间(h) 工作机械20000 一般产业机械10000 自动控制机械15000 量测装置15000 寿命值 6 w 10 60n L h L （公式 3） 625 4 21250 0 max L WV nw r/min 查表 3.1 得Lh=15000h则： L 5.562 10 1500062560 6 = = 当量额定动载荷 Cam 查丝杠手册得：运转系数2 . 1= w f；硬度系数1= H f； 则: Cam1 .183920012 . 15 .562 3 =N （3）丝杠选择 根据最大动负荷 Cam 的值，由丝杠手册中选择滚珠丝杠的型号。 该机床滚珠丝杠的型号为:FFZDG2004-3-T3 （4）丝杠参数： 公称直径:D0=20螺距 t=4 螺距升角:393滚珠直径:381. 2d 滚道半径:R=1.239偏心距:e=0.034 丝杠外径:d1=19.6螺母凸缘外径:43 3 =D 螺钉中心圆直径:50 4 =D螺母凸缘厚度:T=6 垫圈厚度:4 =圆螺母尺寸:5 . 130M 螺钉尺寸:18 5 M螺钉个数: 4 二个圆螺母厚度:16 2 =L螺母配合外径:D=30 平键尺寸:lhb3044螺母座键槽深度:1 .32 2 =t 螺母座长度:44 3 =L螺母装配总长度:L=72 （5）丝杠传动效率计算： 根据机械原理的公式，丝杠螺母副的传动效率为： 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 12 )( + = tg tg （公式 4） 式中摩擦角0 1 =螺旋升角933= 则 96. 0 )01933( 933 = + = tg tg （6）传动系统的刚度验算 丝杠刚度验算： 滚珠丝杠受工作负载 Fw 引起的导程的变化量 EF FwL L 0 1 =（公式 5） 式中4 0 =Lmm=0.4cm 26 /106 .20cmNE= 滚珠丝杠截面积14. 3) 2 6 .19 () 2 ( 22 d F则 6 26 1 1064. 0 14. 3) 2 6 .19 (106 .20 44 . 010250 Lcm 因为滚珠丝杠受扭矩引起的导程的变化量L2 很少，可以忽略。 所以丝杆的导程变化量：L=L1。 导程变形总误差为： = 0 100 L L=6 . 11064. 0 4 . 0 100 6- um/m 查丝杠手册知 3 级精度丝杠允许的螺距误差（1m 长）为 15um/m ，故刚度足够。 3.2 XY 轴进给传动系统精密部件的设计 3.2.1 X 轴滚珠丝杠的工作情况分析 由于机床工作时，工作台固定，所以 X 轴不承受工作载荷。X 轴在做进给运动时， 其移动部件 120Kg，电机与丝杠直联，驱动丝杠，螺母固定在溜板箱上，带动工作台左 右移动。工件及夹具重量为 40Kg；工作台最大行程 L =1000mm；工作台导轨的摩擦系 数：动摩擦系数=0.1，静摩擦系数0 =0.2；快速进给速度Vmax=6m/min； 定位精度 20 m/300mm，全行程 25m，重复定位精度 10m；要求寿命 Lh15000 小时；最高转速为 1500r/min。 3.2.2 X 轴滚珠丝杠的设计计算 (1)确定滚珠丝杠副的导程： max max ni V Ph（公式 6） 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 13 式中： h P为滚珠丝杠副的导程 mm； max V为工作台最大移动速度 mm/min； max n为电机的最高转速 r/min； i 为电机至丝杠的传动比，因电机与丝杠直联，所以 i=1。 代入数据后，可得： h P=5mm 公称直径定为 d0=32 （2）当量转速与当量载荷的计算 丝杠的轴向工作载荷计算： 因加工时工作台固定，无切削力，所以轴向载荷为： F=f W=0.2(120+40)=32Kg=320N 当量转速计算： 100 t nnm 式中：nm为当量转速 r/min， n 为丝杠转速 r/min， t 为工作时间百分比。 由已知条件代入数据，可得： nm=1500r/min。 当量载荷计算： )(320 1001500 1001500 320 100 3 3 3 3 N n nt FF m m （公式 7） （3）预期额定动载荷（Cam）计算： 按工作时间估算： ca wm am ff fF LC 3 （公式 8） 式中：Cam预期额定动载荷 N， L 工作寿命，以 10 6转为 1 单位，L = 60n mLh/10 6， fw负荷系数，按表 3.2 选取， fa精度系数，按表 3.3 选取， fc可靠性系数，一般取 fc=1。 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 14 表 3.2 负荷系数 fw Table3.2 Load factor fw 载荷性质无冲击轻微冲击伴有冲击或震动 fw11.21.21.51.52 表 3.3 精度等级系数 fa Table3.3Accuracy class factor fa 精度等级1、2、34、5710 fa1. 00.90.80. 7 根据 X 轴的工作情况，取 fw=1.2，fa=1， L = 60nmLh/10 6=60150015000/106=1350 代入数据可得： 32012 . 11350 3 am C4244（N） 按丝杠副的预期运行距离 Ls（千米）计算： ca wm h s am ff fF P L C3（见公式 8） 式中：Ls预期运行距离（Km） ，一般取 250Km, 代入数据计算可得： 拟采用预紧滚珠丝杠副，按最大负载 Fmax计算： am C=feFmax 式中 fe预加载荷系数，按表 3.4 选取 表 3.4 预加负荷系数表 Table3.4 Pre-load coefficient table 预加负荷系数轻预载中预载重预载 fe6.74.53.4 取 fe=4.5，则 Cam=4.5X320/2=720（N） ）（N152432012 . 1 4 250 3 am C 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 15 取以上三种结果的最大值： Cam=4244N （4）确定允许的最小螺纹底径 估算丝杠允许的最大轴向变形量 m （1/31/4）重复定位精度 m （1/41/5）定位精度 m 最大轴向变形量m 由课题条件已知：重复定位精度 10m, 定位精度 25m，则有： m =3 m =6 取两种结果的小值 m =3m 估算最小螺纹底径 因为丝杠要求预拉伸，取两端固定支承形式 mm LF E LF 00 2m 039. 0 10 10d（公式 10） 式中：E杨氏弹性模量，为 2.110 5N/mm2 m估算的滚珠丝杠最大允许轴向变形量（m） F0导轨静摩擦力（N） 。F0=0W(0为静摩擦系数) L两个固定支承之间的距离（mm） L（1.11.2）行程+（1014）Ph 由已知条件知：行程为 1000mm，W=2000N，0=0.2， 代入计算得，L=1272mm，F0=400N 则 d2m=16.1mm （5）确定滚珠丝杠副的规格 按照已估算出的 X 轴丝杠导程 Ph和额定动载荷 Cam及丝杠最小底径 d2的要求，选取 丝杠型号为 FFZD20043，其 Ph=4mm，d2=20.9mm16.9mm，Ca=7.5KN5305N。Y 轴选用 的滚珠丝杠型号同 X 轴。 （6）预紧力（Fp）的确定 当选择 FFB(FFbB)、FFZD、CMFB、CMFZD 等预紧螺母型式的滚珠丝杠副时需确定预 紧力。 预紧力 Fp= 3 1 Fmax 式中 Fmax=400N，所以134N （7）行程补偿值 C 和预拉伸力 Ft 的计算 对于两端固定支承，需要预拉伸的滚珠丝杠副应规定目标行程补偿值，并计 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 16 算预拉伸力。如图 3.2 所示： 图 3.2 两端固定支承结构 Figure3.2 Both ends of the fixed support structure 行程补偿值 C 3 t 108 .11 utu LLC（公式 11） 式中：C行程补偿值（m） ， t温度变化值，2 030C， 丝杠的线膨胀系数 11.810 -6/度， Lu滚珠丝杠副的有效行程（mm） ， Lu工作台行程+螺母长度+两个安全行程 行程+（814）Ph， 计算得：Lu 1060mm ，t 温差取 2.5 0C C31（m） 预拉伸力 Ft 2 2 2 2 95. 1 4 tdE d F tt (公式 12) 式中：Ft预拉伸力（N） ， d2滚珠丝杠螺纹底径（mm） ， E杨氏弹性模量，2.110 5N/mm2 t滚珠丝杠的温升，2 030C， 代入计算后得： Ft2129N （8）确定滚珠丝杠副支承用的轴承代号、规格 轴承所承受的最大轴向载荷 FBmax=Ft+Fmax 代入得 FBmax=2529N 轴承类型 两端固定的支承形式，选背对背 60角接触推力球轴承 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 17 轴承内径 d 略小于 d2=20.9mm,FBP=1/3FBmax取 d=20 代入得FBP=843（N） 轴承预紧力 预加负荷FBP 按轴承标准选轴承型号规格 根据 d=20mm, 预加负荷为：FpFBP的要求， 所以选 7600C 轴承，该轴承 d=20mm，预加负荷为：Fp=1000 FBP=843N 3.2.3 传动系统的刚度计算 (1)传动系统的刚度 K 关联因素分析 传动系统的刚度 K 计算公式如下： 111111111 KKKKKKKKK htdRcbS += （公式 13） 式中： S K 滚珠丝杠副的拉压刚度。计算见下面说明 b K 滚珠丝杠支承轴承的轴向刚度。可查轴承样本及有关资料。 c K 滚珠丝杠副滚珠与滚道的接触刚度可查样本。 R K 折合到滚珠丝杠副上的伺服刚度，一般情况可忽略不计，精度计算时 按 2 ) 2 ( k RR P KK=计算，其中 mm ts R RK KKK K )1 ( 0 + =有关数据可查电机手册。 d K 滚珠丝杠副中螺母体刚度。 一般可忽略不计， 精确计算按 cd KK4 估算。 K 滚珠丝杠副的扭转刚度。可忽略不计。 所以传动系统刚度校核一般按下列公式计算： cbS KKKK 1111 += (2)计算 KS(N/m) 滚珠丝杠副的拉压刚度 KS 是滚珠螺母至丝杠轴向固定处距离 a(mm)的函数。如图 3.3 所示： 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 18 曲线 1：一端固定，另一端自由或游动 Curve 1: one end fixed and the other end free or swimming 曲线 2：两端固定或两端支承 Curve 2: fixed or both ends of the supporting 图 3.3 滚珠螺母至丝杠轴向固定处距离 a(mm)的函数 Figure3.3 Aball screw nut to an axial distance from a fixed point a (mm) of the function 拉压刚度与行程关系： 丝杠支承形式为一端固定，一端自由或游动。 2 2 2 3 2 2 10 65. 110 4 dEd KS= （公式 14） 式中： S K拉压刚度（N/mm 2） E-杨氏弹性模量 2.110 5N/mm2 d2-丝杠底径（mm） 当 a=L1（滚珠螺母至固定支承的最大距离）时刚度最小（见图 3.4） 2 1 2 2 min 1065. 1= L d Ks 当 a=L0（靠固定端的行程起点处）时刚度最大（见图 3.4） 2 0 2 2 max 1065. 1= L d Ks 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 19 图 3.4 滚珠螺母示意图 Figure3.4 Schematic ball nut 支承形式为两端支承或两端固定 2 1 1 2 2 1 1 2 2 10 )(4 6 . 6 )(4 = L Ld L ELd KS （见公式 14） 当 a=L1/2 时（即处在两支承的中点时）刚度最小（见图 3.6） 2 1 2 2 min 106 . 6= L d Ks 式中：L1两支承间的距离（如图 3.5 所示）d2丝杠底径 当 a=L0时（螺母在行程两端处）刚度最大（如图 3.6 所示） 2 010 1 2 2 max 10 )(4 6 . 6= LLL Ld Ks 图 3.5 滚珠螺母示意图 Figure3.5 Schematic ball nut （3）计算 Kb(N/m) 未预紧轴承的刚度 KB 与一对预紧轴承组合刚度 KB0 可以从样本中查找，也可按照表 3.5 中公式近似计算 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 20 表 3.5 轴承刚度参数 Table3.5 Bearing stiffness parameters 轴承类型KB(N/m)KB0(N/m) 角接触球轴承（7000 型） 3 52 sin34. 2 aQ FZd 3 5 max 2 sin34. 22 aQ FZd 推力球轴承（5000 型）1.953 2 aQ FZd 3 max 2 95. 12 aQ FZd 圆锥滚子轴承（3000 型） 1 . 0 9 . 0 8 . 0 9 . 1 sin8 . 7 ar FZL1 . 0sin8 . 72 max 9 . 0 8 . 0 9 . 1 ar FZL 推力圆柱滚子轴承（8000 型） 1 . 0 9 . 0 8 . 0 8 . 7 ar FZL 1 . 0 max 9 . 0 8 . 0 8 . 72 ar FZL 表中公式使用说明： a 运用表中公式条件是： 球轴承的预紧力为： maxmax 3 1 22 1 ap FFF = 滚子轴承的预紧力： max 2 . 2 1 ap FF b 表中参数说明： 轴承接触角（deg） dQ滚动体直径（mm） Lr滚子的有效长度（mm） Z滚动体个数 Fa轴向工作载荷（N） Famax最大轴向工作载荷（N） 滚珠丝杠副支承的刚度 Kb（见表 3.6） 表 3.6 滚珠丝杠副支承的刚度 Kb Table3.6 Ball screw bearing stiffness Kb 一端固定，一端自由Kb=KB0预紧 KB=KB0 二端支承未预紧 Kb=KB 一端固定，一端游动固定端预紧 Kb=KB0 二端固定固定端预紧 Kb=2 KB0 吉林农业大学学士学位论文（设计）雕铣加工机设计 21 （4）Kc 计算 对不预紧的滚珠丝杠副，轴向工作载荷为 F(N) 3 1 ) 3 . 0 ( C F KK cc = （公式 15） 式中： Kc查丝杠手册上的刚度（N/m） Ca额定动载荷 2）对预紧的滚珠丝杠副，轴向预紧载荷 Fp(N) 3 1 ) 1 . 0 ( C F KK cc = （公式 16） 式中： c K查丝杠手册上的刚度（N/m） a C额定动载荷 （5）本系统刚度计算结果： 按上述计算要求，结合本课题 X 轴传动系统的具体配置条件，课题中的相关参数计 算步骤及结果如下： 丝杠抗压刚度 a 丝杠最小抗压刚度 2 1 2 2 min 106 . 6= L d Ks 代入所选丝杠的相关参数得： mins