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南华大学机械工程学院毕业设计第 1 页 共 66 页前 言加工中心集计算机技术、电子技术、自动化控制、传感测量、机械制造、网络通信技术于一体，是典型的机电一体化产品，它的发展和运用，开创了制造业的新时代，改变了制造业的生产方式、产业结构、管理方式，使世界制造业的格局发生了巨大变化。现在的 CAD/CAM、FMS 、CIMS，都是建立在数控技术之上。目前数控技术已经广泛运用于制造业，数控技术水平的高低已成为衡量一个国家制造业现代化程度的核心标志。而加工中心的发展最为重要。随着科学技术的高速发展，市场上对数控的要求也有很大的改变，正要求数控系统朝着高速、高精度、高可靠性发展，为追求加工效率及更通用化迫使数控机床结构模块化、智能化、柔性化、用户界面图形化，科学计算可视化，内置高性能 PLC，多媒体技术应用等方面发展。加工中心的优点有：1）提高加工质量；2）缩短加工准备时间；3）减少在制品；4）减少刀具费；5）最少的直接劳务费；6）最少的间接劳务费；7）设备利用率高。总的来说，加工中心的发展动向是高速、进一步提高精度和愈发完善的机能。本设计说明书以大量图例来说明加工中心的主轴箱设计及横向进给机构的设计的思路。设计中得到颜竟成教授的悉心指导，在此向他表示诚挚的的感谢。由于编者的水平和经验有限，加之设计时间较短、资料收集较困难，说明书中难免有缺点和错误，在此恳请读者谅解，并衷心希望广大读者提出批评意见，使本设计说明书能有所改进。编者2009 年 6月南华大学机械工程学院毕业设计第 2 页 共 66 页1. 机床总体方案设计1.1 机床总体尺寸参数的选定根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下：工作台宽度长度 4001600mmmm工作台最大纵向行程 650mm工作台最大横向行程 450mm工作台最大垂直行程 500mmX、Y 轴步进电机 a12/3000iZ 步进电机 a12/3000i主轴最大输出扭矩 70 公斤力米主轴转速范围 452000r/min主电动机的功率 4kw主轴电动机转速 1500r/min机床外行尺寸（长宽高） 248812002710mmmmmm机床净重 500kg1.2 机床主要部件及其运动方式的选定1.2.1 主运动的实现因所设计的卧式加工中心要求能进行车、铣和镗，横向方向的行程比较大，因而采用工作台不动，而主轴箱各轴向摆放为卧式的机构布局；采用交流无级调速电动机实现无级调速，并且串联有级变速箱来扩大变速范围。为了使主轴箱在数控的计算机控制上齿轮的传动更准确、更平稳、工作更可靠，主轴箱主要采用离合器交换齿轮的有级变速。1.2.2 给运动的实现本次所设计的机床进给运动均由单片机进行数字控制，因此在 X、Y、Z 三个方向上，进给运动均采用滚珠丝杠螺母副，其动力由步进电机通过调隙齿轮南华大学机械工程学院毕业设计第 3 页 共 66 页传递。1.2.3 数字控制的实现采用单片机控制，各个控制按钮均安装在控制台上，而控制台摆放在易操作的位置，这一点须根据实际情况而定。1.2.4 机床其他零部件的选择考虑到生产效率以及生产的经济性，机床附件如油管、行程开关等，以及标准件如滚珠丝杠、轴承等均选择外购形式。1.3 机床总体布局的确定1.3.1 确定主轴箱传动系统方案：主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它应具有一定的转速（速度）和一定的变速范围，以便采用不同材料的刀具，加工不同材料、不同尺寸、不同要求的工件，并能方便地实现运动的开停、变速、换向和制动等。加工中心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比较简单，这是因为变速功能全部或大部分由主轴电动机的无级调速来承担。机床上常用的变速电动机有直流电动机和交流变频电动机，在额定的转速上为恒功率变速，通常变速范围仅为 2-3；额定转速以下为恒转矩变速，调整范围很大，变速范围可大 30 甚至更大。上述功率和转矩特性一般不能满足机床的使用要求。为了扩大恒功率调速范围，在变速电动机和主轴之间串联一个有级变速箱。本机床采用交流调速电机变速，为了在变速范围内，满足一定恒功率和恒转矩的要求，为了进一步扩大变速范围，在后面串联机械有级变速装置。1.3.2 确定主轴箱有级变速级数：取变速箱的公比为 等于电动机的恒功率变速范围 ，即 ，fdpRdpf功率特性图是连续的，无缺口和无重合。如变速箱级数为 Z，则主轴的恒功率变速范围 等于NPR南华大学机械工程学院毕业设计第 4 页 共 66 页1zzNPdpffR变速箱的变速级数可得出：lgnpfZ主轴要求的恒功率变速范围 20/45.NPR电动机的恒功率变速范围 13d取变速箱的公比 .pf故变速箱的变速级数 lgl451.nfRZ故通过圆整取 Z=12。1.3.3 确定各齿轮的齿数：在确定齿轮齿数时应注意：齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大，而且增大齿数和还会提高齿轮的线速度而增大躁声，所以在设计时要把齿数和控制在 ；为了控制每组啮合齿轮102zS不产生根切现象，使最小齿数 ，因而齿轮的齿数和不应过小。min8Z受结构限制的个齿轮（尤其是最少齿轮） ，应能可靠地装到轴上或进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽 （m 为模数） ，以保证有足够强的强度，2a避免出现变形或断裂现象。应保证：min12DT标准直齿圆柱齿轮，其最少齿根直径 ，代入上式可得：minin(2.5)zmin6.5Z式中： 齿轮的最少齿数；i齿轮模数；齿轮键槽顶面至轴心线的距离。T由于此传动在同一变数组为同模数传动，各对齿轮的齿数的齿数之比，南华大学机械工程学院毕业设计第 5 页 共 66 页必须满足传动比；当各对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和必然相等，可列出：121jjjjzus式中： 分别为 J 齿轮副的主动与从动齿轮的齿数；12.jzJ 齿轮副的传动比；ju齿轮副的齿数和。zs由上述公式可得：12jj zj zjsu因此，选定了齿数和 ，便可以计算出各齿轮的齿数，或者由上式确定出齿轮ZS副的任一齿轮后，用上式算出另一齿轮的齿数。查表选择齿轮的齿数： 3121 21 234721.56070.5684.964aaabbbccddzzzz其中 a 代表二轴，b 代表三轴，c 代表四轴，d 代表主轴。1.3.4 拟定主运动转速图：由上述计算得，12 级转速各传动组中传动数的确定方案有：12=43 ，12=34 ，12=322，12=232， 12=223南华大学机械工程学院毕业设计第 6 页 共 66 页按照“前多后少”的原则，确定各传动组的传动副数为 12=322。根据“前密后疏”的原则，确定基本组在前，后面依次扩大，因此得结构式为 ，1362第二扩大组的两个传动比连线之间，相距格数应为 ，变速范326nbZ围是 ，在允许的范围内，所选定的结构式共有三个传动组。6.48因此变速机构需要四轴，再加上电动机轴共五轴，故转速图有五条竖线。由于齿轮传动比受到 的限制，现在传动组 C 的变速范围为 。可12U 68知这个传动组中两个传动副的传动比必然是极限值，即1224,ccu该传动组的升降速度传动比都达到了极限值，就确定了轴的六级转速只有一种可能，即为 1801000r/min。轴-之间，两条传动比连线间应相距 3 格，取，因此，确定轴的转速为 355710 12,1.4bbur/min。对于轴，取12331,.84.aaau于是决定了轴的转速为 1000 r/min，电动机轴与轴之间为齿轮传动，传动比为 1000：1440，综合上述，主轴的调速范围：45.63.90.125.180.250.355.5000.710.1000.1400.2000。转速图如下：南华大学机械工程学院毕业设计第 7 页 共 66 页图 2.1 加工中心转速图南华大学机械工程学院毕业设计第 8 页 共 66 页2.主运动的设计计算2.1 电动机的选择2.1.1 电动机的功率的计算查机床主轴/变速箱设计指导：端铣：硬质合金端铣刀，铣刀材料是 45 号钢；1） 主切削力 0.75.8.31.03cepzfadnFz公式中背吃刀量 ，34,m:取0.80.16de侧 吃 刀 量 a取每齿进给量 12/,0.2/z zmzff取刀具直径 d铣刀齿数 z=4,选 0/cmsv铣刀转速.75.80.31.0.30.750.131624676.epz NfanFz所以主切削力0.85.31.70.750.131 4.cepzda2）切削功率铣削过程中消耗的功率 主要按圆周切削力 和铣削速度 进行计算cpCFcv1706.32.84c kwvF进给运动也消耗一些功率 ，一般情况下 ，所以总的切削力功率fP015CfP，由此可估算铣床主电动机的功率；.5pmf，取 ，E式 中 铣 床 传 动 效 率 =0.85南华大学机械工程学院毕业设计第 9 页 共 66 页01.5.2843.EPkw2.1.2 电动机参数的选择在选择电动机时，必须使得 ，根据这个原则，查机械设计手P总额 定册选取 Y112M-4 型电动机，功率为 4kw。其基本参数如下(单位为 mm):满载转速为 1440r/min2.2 齿轮传动的设计计算由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮也能满足传动设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都选用 7-6-6 的精度。具体设计步骤如下：2.2.1 模数的估算按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后方可确定，所以只在草图画后校核用。在绘草图之前，先估算，再 标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算公式：32(NwjmZn式 中 即 为 齿 轮 所 传 递 的 功 率 ）齿面点蚀的估算公式： 32(jAn式 中 即 为 齿 轮 所 传 递 的 功 率 ）其中 为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距。j由中心距 A 及齿数 、 求出模数：1Z212jm根据估算所得 和 中较大的值，选取相近的标准模数。wj南华大学机械工程学院毕业设计第 10 页 共 66 页前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下：第一对齿轮副 333312140/min4221.390.14.90.17jwjjjnrNmZAnmz所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为 .3wm第二对齿轮 3333120/in4221.69705.1.20.137jwjjjnrNmZAmnz所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为 .69wm第三对齿轮副 3333125/in2.421.8275.6.0.13475jwjjjnrNmZAmnz所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 .82w第四对齿轮副 333312/min.42.5012.8.65.0.144jwjjjnrNmZAnmz南华大学机械工程学院毕业设计第 11 页 共 66 页所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 2.45wm综合上述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为 V轴的转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加 V 轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在 对齿轮模数均为12m，在对齿轮上就取 2.5m2.2.2 齿轮分度圆直径的计算根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮的分度圆直径为：单位（mm）134268amd 14729amd75 2503a 36a1206bm 174bmd20d14.5c 18.5c260m 2964m2.2.3 齿轮宽度 B 的确定齿轮影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反而容易引起振动和噪音。一般取 B=（610）m 。本次设计中，取主动轮宽度 B=9m=18mm(最后一对齿轮也取 B=79m=18mm)。2.2.4 齿轮其他参数的计算根据机械原理中关于渐开线圆柱齿轮参数的计算公式及相关参数的规定，齿轮的其他参数都可以由以上计算所得的参数计算出来，本次设计中，这些参数在此不在一一计算。2.2.5 齿轮结构的设计南华大学机械工程学院毕业设计第 12 页 共 66 页不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构的要求也不同，七级精度的齿轮，用较高精度的滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚或插后要剃齿，使精度高于 7 级，或者淬火后再珩齿。6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须达到 6 级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。2.2.6 齿轮的校核（接触疲劳强度）计算齿轮强度用的载荷系数 K，包括使用系数 ，动载荷系数 ，齿AKVK间载荷分配系数 及齿向载荷分布系数 ，即：K211.2507.658,189.0AVHEHEHZZKubdmpa查 表 得 ：将 数 据 代 入 得 ；齿轮接触疲劳强度满足，因此接触的应力小于许用的接触应力。其他齿轮也符合要求，故其余齿轮不需验算，在此略去。2.3 轴的设计计算2.3.1 各传动轴轴径的估算滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的，而且轴的设计是在初步计算轴径的基础上进行的，因此先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度法用下列公式进行估算。30PdAmn对于空心轴，则3041dn式中， P轴传递的功率，KW；n轴的计算转速，r/min;南华大学机械工程学院毕业设计第 13 页 共 66 页其经验值见表0A取 的值为 1.5。（1） 、计算各传动轴传递的功率 P根据电动机的计算选择可知，本次设计所用的电动机额定功率 ，各传4dNkw动轴传递的功率可按下式计算：dpN电 机 到 传 动 轴 之 间 传 动 效 率 ；由传动系统图可以看出，本次设计中采用了联轴器和齿轮传动，及轴承。则各轴传递的功率为：12340.94,.,0.9,.1所以，各传动轴传递的功率分别为：11.76pkw223094533.2k4416pw（2） 估算各轴的最小直径315dn本次设计中，考虑到主轴的强度与刚度以及制造成本的经济性，初步选择主轴的材料为 40Cr，其他各轴的材料均选择 45 钢，取 A0 值为 115，各轴的计算转速可推算出为：123440/min,10/in,5/min,125/inrrrr所以各轴的最小直径为：3156.40d 32.76.8910dm南华大学机械工程学院毕业设计第 14 页 共 66 页33.5124.7dm342.9615.0dm在以上各轴中，因有些轴上开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大到 5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径为：2min3min4min0,25,30ddd对于主轴应该应用公式；3041PAn故主轴为 考虑到轴上有花键，所以应将轴的最34157.2.5dm少直径增大 5%，将增大的直径在圆整后取 460d2.3.2 各轴段长度值的确定各轴段的长度值，应根据主轴箱的具体结构而定，且必须满足以下的原则；应满足轴承及齿轮的定位要求。2.3.3 轴的刚度与强度校核（1）轴的受力分析及受力简图由主轴箱的展开图可知，该轴的动力源由电动机通过弹性联轴器传递过来，而后通过齿轮将动力传递到下一根轴。其两端通过一对角接触轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的是直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以，只要校核其在 XZ 平面和 YZ 平面的受力。轴所受载荷是从轴上零件传来的，计算时常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作铰链支座上的粮，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。其受力简图如下：在 XZ 平面内：南华大学机械工程学院毕业设计第 15 页 共 66 页图 2.2 XZ 平面受力分析在 YZ 平面内：图 2.3 YZ 平面受力分析（2）作出轴的弯矩图根据上述简图，分别按 XZ 平面及 YZ 平面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出两个平面的上的弯矩图。则该轴在 XZ 平面内的弯矩图为：南华大学机械工程学院毕业设计第 16 页 共 66 页图 2.4 XZ 平面内的玩矩同理可得在 YZ 平面内的弯矩图为：图 2.5 YZ 平面内的弯矩（3）作出轴的扭矩图由受力分析及受力简图可知，则扭矩图为：南华大学机械工程学院毕业设计第 17 页 共 66 页图 2.6 扭矩图（4）作出总的弯矩图由以上求得的在 XZ、YZ 平面的弯矩图，根据 可得总2XZYM的弯矩图为：图 2.7 合成弯矩图（5）作出计算弯矩图根据已作出的总弯矩图和扭矩图，则可由公式求出计算弯矩，其中 是考虑扭矩和弯矩的加载情况及22()caMT产生应力的循环特性差异的系数，因通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的边应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。既当扭转切应力为静应力时，取 a=0.3;扭转切应力为脉动循环变应力时，取 a=0.6；若扭矩切应力也为对称循环变应力时，则取 a=1。应本次设计中扭转切应力为静应力，所以取 a=0.3，则计算弯矩图为：南华大学机械工程学院毕业设计第 18 页 共 66 页图 2.8 计算弯矩图（6）校核轴的强度选择轴的材料为 45 钢，并经过调质处理。由机械设计手册查得其许用弯曲应力为 60MP，由计算弯矩图可知，该轴的危险截面在 B 的作用点上，由于该作用点上开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩： 24 /3WdDdzD其中 Z 为花键的数目，在本次设计中， 所以8,6,32,6mdbm其截面的惯性矩为 W=273.5 3m根据标准直齿圆柱齿轮受力计算公式可得圆周力与径向力：12TFtdrtgF其中 T1 为小齿轮传递的扭转， ； 为啮合角，对标准齿轮，取Nm；02而 与 分别对应与 XZ 平面及平面 YZ 的力。各段轴的长度可从 2 号 A0 图中tFr得出，则根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为：，则该轴危险截面所受的弯曲应力为：25014.caMNm，所以该轴的强度满足要求。其余各轴/.3847.60MP的校核步骤跟轴一样，在此就不在校其余各轴。南华大学机械工程学院毕业设计第 19 页 共 66 页2.3.4 主轴的确定主轴的构造和形状主要决定与主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。应能保证定位准确、安装可靠、连接牢固、装卸方便，并能传递足够的转矩。（1）主轴材料的选择考虑到主轴的刚度及强度，选择主轴的材料为 40Cr，并经过调质处理；（2）主轴结构的确定主轴直径的选择根据机床主电动机功率来确定 1DP=2.96KW，属于中等以上转速，中等以下载荷的机床可取 =5070mm1D主轴内孔直径44 40/61KIddD其中 ， -空心主轴的刚度和截面惯性矩0I， -实心主轴的刚度和截面惯性矩当 则主轴的刚度急剧下降，故取.70.7主轴的结构应根据主轴上应安装的组件以及在主轴箱里的具体布置来确定，主轴的具体结构已在三维图上表达清楚。提高主轴的性能措施A、提高旋转精度提高主轴组件的旋转精度，首先是要保证主轴和轴承具有一定的精度，此外还可以采取一些工艺措施。如选配法、装配后精加工。B、改善动态特性主轴应有较高的动刚度和较大的阻尼，使得主轴组件在一定副值的周期性激振力作用下，受迫振动的振幅较小。通常，主轴组件的固有频率是而后内高的，远远高于主轴的最高转速，故不必考虑共振问题，按静态处理。C.控制主轴组件温升南华大学机械工程学院毕业设计第 20 页 共 66 页主轴运转时滚动轴承的滚动体在滚道中磨擦、搅油，滑动轴承乘载油膜受到剪切内磨擦，均会产生热量，使轴承温度上升。故控制主轴组件温升和热变形，提高其热稳定性是十分必要的。主要有两项措施。1、减少支承发热量。2、采用散热装置。通常用热源隔离法、热源冷却法和热平衡法。主轴的主要尺寸是根据结构上确定的，一般的直径取值都大于初始值的好几倍，故主轴的刚度一般都能满足要求。在此就免于校核。2.4 离合器的选用离合器在机器运转中可将传动系统随时分离或接合，对离合器的要求有：接合平稳，分离迅速彻底；调节和修理方便；外廓尺寸小；质量小；耐磨性好和有足够的散热能力；操作方便省力。 ；离合器的类型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦式。由主轴箱的结构尺寸限制，我选用了无滑环式多片摩擦式。由主轴箱的结构尺寸限制，我选用了无滑环湿式多片摩擦电磁式离合器，此类型的离合器防爆性能好，径向尺寸较小。选型号 DLM9-25。其结构尺寸如下：12346,5,6,9508DDeL南华大学机械工程学院毕业设计第 21 页 共 66 页3. 进给系统的设计计算-卧式加工中心工作台（X 轴）设计3.1 概述3.1.1 技术要求工作台、工件和夹具的总质量 m=918 kg（所受的重力 W=9000N） ，其中，工作台的质量 (所受的重力 W=5000N）;工作台最大行程kgm510；工作台快速移动速度 ;工作台采用滚动直6PL min/20maxv线导轨，导轨的动、静摩檫系数均为 0.01；工作台的定位精度为 20 ，重复定位精度为 8 ；机床的工作寿命为 20000h（即工作时间为 10 年） 。机床采用主轴伺服电动机，额定功率 ，机床采用端面铣刀进行4EPkw强力切削，铣刀直径 ，主轴转速 ，切削状况如下表所mD20min/160r示： 表 3.1 加工中心切削状况切削方式 进给速度/（m/min）时间比例/（%）备注强力切削 0.6 10 主电动机满功率条件下切削一般切削 0.8 30 粗加工精加工切削 1 50 精加工快速进给 20 10 空载条件下工作台快速进给表 3.13.1.2 总体方案设计为了满足以上技术要求，采取以下技术方案。南华大学机械工程学院毕业设计第 22 页 共 66 页（1）工作台工作面尺寸（宽度长度）确定为 400mm1200mm。（2）工作台导轨采用滚动直线导轨。（3）对滚动丝杠螺母副进行预紧。（4）采用伺服电动机驱动。（5）采用锥环套筒联轴器将伺服电动机与滚珠丝杠直连。3.2 设计计算3.2.1 主切削力及其切削分力计算（1）计算主切削 。ZF根据已知条件，采用端面铣刀在主轴计算转速下进行强力切削（铣刀直径 ，主轴具有最大扭矩并能传递主电动机的全部功率，此时铣刀mD20的切削速度为 smsnv /67.1/60124.363若机械效率 ，则由公式可以计算主切削力 ：85.0m ZF331205.9.67EZpFNv（2）计算各切削分力根据经验可得工作台纵向切削力 、横向切削力 和垂直切削力1FC分别为v10.4.2035.984.37ZFN91C.5.6vZ3.2.2 导轨摩檫力的计算（1）由公式计算在切削状态下的导轨摩檫力 ，此时导轨摩檫系数F，查表得导轨紧固力 ，则 0.40gfN南华大学机械工程学院毕业设计第 23 页 共 66 页()0.1(94013.9.76)120.3gCVFWfFNN 又由公式计算在不在切削状态下的导轨摩檫力 和导轨静摩檫力 。0F0F0()0.1(94)9.gf N94F3.2.3 计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力（1）由公式计算最大轴向负载力 maxFmax1(84.37120.)935.1N（2）由公式计算最小轴向负载力 ina0in9.aFN3.2.4 滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算（1）确定滚珠丝杠的导程 0L根据已知条件，取电动机的最高转速 ，可得min/20minrinvL1021max0 （2）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速和平均载荷1）.估算在各种切削方式下滚珠丝杠的轴向载荷，将估算结果填入下表表 3.2 卧式加工中心滚珠丝杠的计算切削方式 轴向载荷/N进给速度/（m/min）时间比例/（%）备注强力切削 935.1 6.01v10 Famx1南华大学机械工程学院毕业设计第 24 页 共 66 页一般切削（粗加工）277.44 8.02v30 Faa%20mxmin2精细切削（精加工）137.16 1350 aa5xin3快移和钻镗定位90.4 vmax410 aMIN42).计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速 。i130.6/n0/mrrnLi/8mi/8.302vin/10i/1303 rri/2i/2304Lvn3）.由公式计算滚珠丝杠螺母副的平均转速 。mnin/280i/)2010581360(.21 rrqqnm 其中 代表时间比例系数n4）.由公式计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷 mF333123333.01010685020195.7.47.69.428 2818714nmm NNqqF南华大学机械工程学院毕业设计第 25 页 共 66 页（3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷 amC1）.由预期工作时间按公式计算。查表表 3.3 载荷性质系数 wf载荷性质 无冲击（很平稳） 轻微冲击 伴有冲击或振动wf11.2 1.21.5 1.52根据载荷性质，有轻微冲击，取载荷性质 =1.3；wf查表 表 3.4 精度系数 a精度等级 1、2、3 4、5 7 10af1 0.9 0.8 0.7根据初步选择滚珠丝杠的精度等级为 2 级精度，取精度系数 ；1af查表 表 3.5 可靠性系数 cf可靠性（%）90 95 96 97 98 99cf1 0.62 0.53 0.44 0.33 0.21一般情况下可靠性应达到 97%，故取可靠性系数 。4.0cf33 2713.60602857.211mwamhacFfCnL N2）.因对滚珠丝杠螺母副将实施预紧，所以还可以按公式估算最大轴向载荷。查表 表 3.6 预加载荷系数 ef预加载荷类型 轻预载 中预载 重预载wf6.7 4.5 3.4按中预载选取预加载荷系数 则,5.4efmax.9312079aeCfFN南华大学机械工程学院毕业设计第 26 页 共 66 页3）.确定滚珠丝杠预期的额定动载荷 ，取上两种结果的最大值，即amC57.21amCN4）.按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底经 2md 估算允许的滚珠丝杠的最大轴向变形。已知工作台的定位精度为 20 ，重复定位精度为 8 ，根据公式计算以及m定位精度和重复定位精度的要求得m467.28)13(1max 50)45(2ax 取上述计算结果的最小值，即 。67.2max 估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径 。d本工作台（X 轴）滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用一端固定，一端游动的支承方式，滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为mLL1403064.125.20 行 程取 行 程 支 承 长 度螺 母 长 度余 程安 全 行 程行 程又 可得09,FN02max9.78.7815.326mFd m5）.初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号根据计算所得的 、 、 和结果的需要，初步选择 FFZD 型内循环垫0LamCd2片预紧螺母式滚珠丝杠螺母副，型号为：FFZD4010-3，其公称直径 、基本导0d程 、额定动载荷 和丝杠底径 如下：0La2南华大学机械工程学院毕业设计第 27 页 共 66 页00224,1357.2.3aamdLNNc故满足要求。6）.确定滚珠丝杠螺母副的预紧力 pF由式得 max1935.1.73PFN7）.确定滚珠丝杠螺母副支承用轴承的规格型号由公式计算轴承所承受的最大轴向载荷 maxBFmaxa935.1B计算轴承的预紧力 BPFax1.73BpN计算轴承的当量轴向载荷 Bam1.2.4358.1bamBPFN由式计算轴承的基本额定动载荷 。C已知轴承的工作转速与滚珠丝杠的当量转速 相同，取 ；nmmin/20r轴承的基本额定载荷寿命 ，轴承所承受的轴向载荷hL.20。轴承的径向载荷 和轴向载荷 分别为583.1BamFNrFaNBamxr 57.291.13586cos030.in因为 所以查表得，径向系数 X，轴向系数 Y 分507.32.47,91arF别为 ，故.,.YX南华大学机械工程学院毕业设计第 28 页 共 66 页331.92.5704.3287.94860685rahPXFYNCnL3.2.5 确定轴承的规格型号因为滚珠丝杠螺母副拟采用一端固定、一端游动的支承方式，所以将在固定端选用 角接触球承组背对背安装，以承受两个方向的轴向力。由于滚06珠丝杠螺母副的底径 为 ，所以选择轴承的内径 为 ，以满足2dm3.4dm30滚珠丝杠结构的需要。选择国产 角接触球承两件一组背对背安装，型号为06760206TNI/P4DFA，尺寸（内径 外径宽度）为 ，选用1603油脂润滑。该轴承的预载荷能力 为 1450N，大于计算所得的轴承预紧力BpF。在油脂润滑状态下的极限转速为 ，高于本机床滚31.7BpFN min/2r珠丝杠的最高转速 ，故满足要求。该轴承的额定动载荷为 min/20maxr，而该轴承在 工作寿命下的基本额定动载荷 ，c260, h NC8.57故也满足要求。3.3 工作台部件的装配图设计南华大学机械工程学院毕业设计第 29 页 共 66 页图 3.1 工作台设计3.4 滚珠丝杠螺母副的承载能力的校验3.4.1.滚珠丝杠螺母副临界压缩载荷 的校验Fc根据图得滚珠丝杠螺母副的最长受压长度 ，丝杠水平安装时，176Lm12,3K查 表 得 由 公 式 得44551223.010763.416CdF NL本工作台滚珠丝杠螺母副的最大轴向压缩载荷为 远小于其max9,F临界压缩载荷 的值，故满足要求。C3.4.2 滚珠丝杠螺母副临界转速 的校验nc由图可得滚珠丝杠螺母副临界转速的计算长度 ，其弹性模2780L量 ，MPaE510.2南华大学机械工程学院毕业设计第 30 页 共 66 页已知材料密度 安全系,/108.9,/108.7 2335 smgmNg 重 力 加 速 度数 由表得与支承有关的系数 。10.,K27.滚珠丝杠的最小惯性矩为44426903.61. mId滚珠丝杠的最小截面积为222 54.93.341.4A由式得2 253160603.97.10679.810.8 /min853./in4824cEIK rrLAn 本工作台滚珠丝杠螺母副的最高转速为 2000r/min，远小于其临界转速，故 满足要求。3.4.3 滚珠丝杠螺母副额定寿命的校验查表得滚珠丝杠螺母的额定动载荷 ，轴向载荷30aCN，运转条件系数 ，滚珠丝杠的转速935.1aFN1.2wf，由公式得20/minnr336699011.105.2.02awhLrrfhn一般来讲，在设计数控机床时，应保证滚珠丝杠螺母副的总工作寿命故满足要求。2,hL南华大学机械工程学院毕业设计第 31 页 共 66 页3.5 计算机械传动系统的刚度3.5.1 机械传动系统的刚度计算（1）计算滚珠丝杠的拉压刚度 。SK本机床工作台的丝杠支承方式为一端固定、一端游动。由图可知，滚珠丝杠螺母中心至固定端的距离 时，滚珠丝杠具有最小拉压刚度 ，由YaLminsK式得 2 23min 34.10.65/53.42/47sYdEKNL当 时，滚珠丝杠螺母副具有最大拉压刚度 ，由公式ja mins得 2 23min 34.10.65/162.59/41sYdEL（2）计算滚珠丝杠螺母副支承轴承的刚度 。bK已知轴承接触角 ，滚动体直径 ，滚动体个数 轴06md4.7,17Z承的最大轴向工作载荷 ，可得max935.1BFN22 22332.4sin.935.sin60/58/bQKdZ NmN （3）计算滚珠与滚道的接触刚度 。SK查表得滚珠丝杠的刚度 ，额定动载荷 ，973/Nm30aC滚珠丝杠上所承受的最大轴向载荷 ，又公式得ax5.1BFmNKCFas /72.69/301.9571.0313mx （4）计算进给传动系统的综合拉压刚度 。K由公式得进给传动系统的综合拉压刚度的最大值为南华大学机械工程学院毕业设计第 32 页 共 66 页maxax11110.4662.5948.659.72sbcKK故 。27.4/Nm由公式得进给传动系统的综合拉压刚度的最小值为minin1110.74253.48.2659.sbcKK故 。i3.6/Nm3.5.2 滚珠丝杠螺母副的扭转刚度计算由图可知，扭转作用点之间的距离 ，剪切模量21048Lm，MPaG410.8滚珠丝杠的底径 故由公式得23.,dm34642.14.08.10/10497.35/3KNmradNmradL 3.6 驱动电动机的选型与计算3.6.1 计算折算到电动机轴上的负载惯量（1）计算滚珠丝杠的转动惯量 。rJ已知滚珠丝杠的密度 ，可得33/108.7cmKg南华大学机械工程学院毕业设计第 33 页 共 66 页34344442120.780.7812.583.783914nr JjJDL kgcmkgcm（2）计算联轴器的转动惯量 。03434220.78.78167.87.39JdLkgckgc （3）由公式计算折算到电动机轴上的移动部件的转动惯量 。LJ已知机床执行部件（即工作台、工件和夹具）的总质量 ，电kgm918动机每转一圈，机床执行部件在轴向移动的距离 则,0.122221983.83.4LJmkgckgc（4）由式计算加在电动机轴上总的负载转动惯量 dJ22018.47392.849.5drLJJkgcmkgc3.6.2 计算折算到电动机轴上的负载力矩（1）由式计算切削负载力矩 。CT切削状态下坐标轴的轴向负载力 ，电动机每转一max935.1FN圈，机床执行部件在轴向移动的距离 进给传动系统的总效率,01L，则90.935.62140aCT（2）由式计算摩擦负载力矩 。T在不切削状态下坐标轴的轴向负载力 故09.4,FN南华大学机械工程学院毕业设计第 34 页 共 66 页09.401.623.FLTNm（3）由式计算滚珠丝杠的预紧而产生的附加负载力矩 。fT滚珠丝杠螺母副的预紧力 ，滚珠丝杠螺母副的基本导程.7P滚珠丝杠螺母副的效率 ，则,01.mL0942 203.71.0654PfFTNm3.6.3 计算坐标轴折算到电动机轴上各种所需的力矩（1）由公式计算线性加速力矩 。1aT已知机床执行部件以最快速度运动时电动机的最高转速 min,/20maxr电动机的转动惯量 ，坐标轴的负载惯量26/mJkgc。取进给伺服系统的位置环增益 则加速时249.51/mJkc ,skHz间 ，故stsa.03mNckdf cmkdftk eeJtnTasdaa 78.1485.10 15.49621.09864.32)(962 15.02mx(2)计算阶跃加速力矩。加速时间 故,05.2stsamNckdf cmkdfJtnTdaap 69.438.476 51.49621.084.32mx计算坐标轴所需的折算到电动机轴上的各种力矩。由公式计算线性加速时的空载启动力矩 。qT南华大学机械工程学院毕业设计第 35 页 共 66 页1()14.7806.51.05qafTTNm由公式计算阶跃加速时的空载启动力矩 。qT().9.46.92qapf由公式计算空载时的快进力矩力矩 。KJ()0.1650.25KJFTNm由公式计算切削时的工进力矩 GJT().1.7GJcf3.6.4 选择驱动电动机的型号（1）选择驱动电动机的型号。根据以上计算和表格，选择日本 FANUC 公司生产的 a12/3000i 型交流伺服电动机为驱动电动机。其主要技术参数如下：额定功率，3KW；最高转速，3000r/min;额定力矩， ；转动惯量， ；质量，18kg。mN1226cmkg交流伺服电动机的加速力矩一般为额定力矩的 510 倍，若按 5 倍计算，该电动机的加速力矩为 ，均大于本机床工作台线性加速时的空载启动60力矩 或阶跃加速时的空载启动力矩 ，所以，4.78qT4.92qTN不管采用何种加速方式，本电动机均满足加速力矩要求。该电动机的额定力矩为 ，均大于本机床工作台的快进力矩mN12或工进力矩 。因此，不管是快进还是工0.25KJ.75GJT进，本电动机均满足驱动力矩的要求。（2）惯性匹配验算为了使机械传动系统的惯量达到较合理的匹配，系统的负载惯量 与伺dJ服电动机的转动惯量 之比一般应满足下式，即mJ125.0md南华大学机械工程学院毕业设计第 36 页 共 66 页在本设计中， ，故满足要求。1,25.086251.49Jmd3.7 机械传动系统的动态分析3.7.1 计算丝杠-工作台纵向振动系统的最低固有频率 ncw已知滚珠丝杠螺母副的综合拉压刚度 滚珠60min1350/,KN丝杠螺母副和机床执行部件的等效质量为 ，其中 分别dss、为机床执行部件的质量和滚珠丝杠螺母副的质量，已知 则98,kg23410.57810.smk9.923ds g601.0/378/2ncsKwradsrsJ3.7.2 计算扭转振动系统的最低固有频率 nt折算到滚珠丝杠轴上的系统的总当量转动惯量为 222018.47396.30.6sr kgcmkgckgmJ又丝杠的扭转刚度 则0.5/,SKNradssJsnt /209/6.31497由以上计算可知，丝杠-工作台纵向振动系统的最低固有频率、扭转振动系统的最低固有频率 都比38/ncrad /ntrads较高。一般按 的要求来设计机械传动系统的刚度，故满足0/nrs要求。南华大学机械工程学院毕业设计第 37 页 共 66 页3.8 机械传动系统的误差计算与分析3.8.1 计算机械传动系统的反向死区 已知进给传动系统的综合拉压刚度的最小值 ，6min1350/,KN导轨的静摩擦力 ，由公式得09.4FN3336min2.110.75K 即 故满足要求。,67.3.13.8.2 计算机械传动系统由综合拉压刚度变化引起的定位误差maxk由公式得mkFk 33663maxin0max 1027.10271.34.9 即 ，故满足要求。max27k3.8.3 计算滚珠丝杠因扭转变形产生的误差（1）由公式计算由扭矩引起的滚珠丝杠螺母副的变形量 。负载力矩 。由图得扭矩作用点之间的距离25kjTNM，丝杠底径 ，则mL048234.dm22045187.1710.2.3L（2）由该扭转变形量 引起的轴向移动滞后量 将影响工作台的定位精度。由公式得0.012.03.36Lmm 南华大学机械工程学院毕业设计第 38 页 共 66 页3.9 确定滚珠丝杠螺母副的精度等级和规格型号3.9.1 确定滚珠丝杠螺母副的精度等级本机床工作台采用半闭环控制系统， 应满足下列要求30PVp、 e30 max.8.82.0315.15PkpV me定 位 精 度定 位 精 度滚珠丝杠螺母副拟采用的精度等级为 2 级，查表得 查30.;P表得，当螺纹长度为 时， 故满足设计要求。850,.ep3.9.2 确定滚珠丝杠螺母副的规格型号滚珠丝杠螺母副的规格型号为 FFZD4010-3-P2/1105850，其具体参数如下。公称直径与导程：40mm,10mm；螺纹长度：850mm ；丝杠长度：1150mm；类型与精度：P 类，2 级精度。3.10 滚珠丝杆副的预紧方式为了消除间隙和提高滚珠丝杆副的刚度，可以预加载荷，使它在过盈的条件下工作，常用的预紧方式有：双螺母垫片式预紧、双螺母螺纹式预紧、双螺母齿差式预紧等。预紧后的刚度可提高到无预紧时的 2 倍。但是，预紧载荷过大，将使寿命下降和摩擦力矩加大，通常，滚珠丝杆在出厂时，就已经由制造商调好预加载荷，并且预加载荷往往与丝杆副的额定动载荷有一定的比例关系。双螺母垫片式预紧：调整方法：调整垫片厚度，使螺母产生轴向位移。特点：结构见到，装卸方便，刚度高；但调整不便，滚道有磨损时，不能随时消除间隙和预紧，适
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