数控车床主轴参数化建模及频域分析【1张图/14100字】【优秀机械毕业设计论文】
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数控车床
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说明书一份，38页，14100字左右。
外文翻译一份。
图纸共1张，A1-主传动系统图.dwg
数控车床主轴参数化建模及频域分析
摘要：
本毕业设计是对CKA6140数控车床主轴进行参数化建模及频域分析，将现代化的设计方法应用于机床的设计，以数控系统设计方案的拟定为主线，通过对数控车床主轴伺服系统机械部分进行参数化设计，理论强度基础计算及其关键零件的校核，对车床进给伺服系统进行数学建模，然后使用ANSYS软件进行频域仿真，简要论述了频域方法和动力学分析的基本求解过程，建立机床主轴频域模型，合理的确定了载荷、轴承支承刚度和约束条件，选定了单元类型。采用Lanczos法对其进行自由模的具体研究内容，总结了机床、动态设计方法研究和机床主轴动静态研究的发展状况和发展趋势，在总结前人研究成果的基础上，结合当前的技术发展趋势，采用频域方法来进行研究，简要论述了模态分析，得到主轴的固有频率和振型，找出工作时容易发生共振的频率域，为进一步提高精度和转速提供理论依据。通过毕业设计进行了机电结合的全方面训练，从而培养设计计算的能力以及分析和处理生产过程中所遇到的问题的综合能力。
关键词：频域分析；模态分析；机床主轴；振动
Frequency Domain Analysis and Parametric Modeling of CNC Lathe Spindle
Abstract:
This graduation project is the CKA6140 lathe spindle machine parametric modeling and frequency domain analysis, the main line to the formulation of the numerical control system design, Parametric design, CNC lathe spindle machine feed the mechanical part of the servo system and the checking of the theoretical strength calculated on the basis of availability, lathe into the mathematical modeling of the servo system, and then use the ANSYS software for frequency domain simulation. In the paper, the development trends of machine tool and dynamic design are summarized. And the FEA methods are taken to use. The basic resolving processes about the modal parameters identifier theory. The basic resolving processes about static analysis and kinetic analysis. The solid model of spindle is established. During the building of the model, the load on the spindle, the supporting stiffness of bearing, the boundary and elements are analyzed correctly. The modal frequency and modal shape characteristics are obtained by FEM modal analysis with the Lanczos method. And the frequency region of the resonance in work is obtained. Graduate design training in all aspects of mechanical and electrical integration, in order to cultivate the ability to design calculations and the problems encountered in the production process of the analysis and processing capabilities.
Key words: Finite Element Method; Modal Analysis; Spindle; vibration
目 录
1 绪 论 1
1.1 课题研究的背景及意义 1
1.2 数控机床主轴国内外研究现状 1
1.3 本课题的研究内容 2
2 总体设计方案 4
2.1 设计要求 4
2.2 设计参数 5
2.3 总体设计方案图 5
3 数控系统选择 6
3.1 简介西门子802S数控系统 6
3.2 802S数控系统的组成 6
3.3数控机床伺服系统的选择 7
4 主轴计算及校核 8
4.1 主轴设计 8
4.1.1 电动机的选择 8
4.1.2 带传动设计 8
4.2 主轴的校核 10
4.2.1 传动组齿轮模数的确定和校核 10
4.2.2 齿轮强度校核 11
4.2.3 主轴挠度的校核 12
4.2.4 主轴弯曲变形的校核 13
4.2.5主轴扭转变形校核 13
4.3 主轴最佳跨距的确定 14
4.3.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 14
4.3.2求轴承刚度 14
4.4 主轴支承处轴承的选择 15
4.5 主轴图 16
5 参数化建模 17
5.1理论基础 17
5.1.1 主轴的动力学模型 17
5.2 建立目标函数 18
5.3约束条件 19
5.3.1 刚度约束 19
5.3.2 强度约束 19
5.3.3 转角的限制 20
5.3.4 扭转变形的限制 20
5.3.5 切削力的限制 20
6 数控车床主轴的频域分析 21
6.1 频域简介及ANSYS软件应用 21
6.1.1 频域概述 21
6.1.2 ANSYS软件应用 22
6.2 机床主轴频域分析模型 22
6.2.1 构建几何模型 22
6.2.2 频域模型建立 22
6.2.3 单元类型选择和网格划分 23
6.3 机床主轴振动模态分析 25
6.3.1 ANSYS动力分析 25
6.3.2 模态分析 25
结论 30
致谢 31
参考文献 32
附录 33
附录1 CKA6140数控车床主传动系统CAD图 33
附录2 外文翻译 34
- 内容简介：
-
附录 2 外文翻译 F of t in at to to is So we be to of in n of to in a We in in of is to of in of to as we to is on a a of is a If a of in of a is a of a If we on a on a is of is a of of is a a as In of is to of in is of It is of of to to at to or it be to A is to of by on or on of be so as to or in of to as in of is on a a in in A of is a a In of is is be as if to or a of to is a is a A to a at is a is to of in to of a of is as or A is in or A in of a is of of of a of as on is on of it is to on is of on a 90to be to of is be be or be as In a of is of be a on of in in is to to a in if As in of at of In it is to go to is of As in of a It is as in of to to of is a of a in of A is a or of it as be to or or in to to be a be to at as is a or to A is a or of a be to be on of is if is so is it is be by no it is to so he as or be to is to in of it to it is a of a or of a in a of in by as it is to or is in to of of In a of a or 1 2 at 1 2, of be in of to be to by or at is in a In of we be in is to of of or is in to be is to be to of or of is of be as 1. 2. 3. 4. or 5. 6. of of 1. or of on 2. a at . of to a) (b) c) as A of a of of To a of be or a or be so by or on of to of do is as or to to a An of is so as to at a is is is to be a or of a is or of of of or an an is by is to a an of or is a is a An is in By to of be a to a be 齿轮和轴的介绍 摘 要 ： 在传统机械和现代机械中齿轮和轴的重要地位是不可动摇的。齿轮和轴主要安装在主轴箱来传递力的方向。通过加工制造它们可以分为许多的型号，分别用于许多的场合。所以我们对齿轮和轴的了解和认识必须是多层次多方位的。 关键词 ： 齿轮 ， 轴 在直齿圆柱齿轮的受力分析中，是假定各力作用在单一平面的。我们将研究作用力具有三维坐标的齿轮。因此，在斜齿轮的情况下，其齿向是不平 行于回转轴线的。而在锥齿轮的情况中各回转轴线互相不平行。像我们要讨论的那样，尚有其他道理需要学习，掌握。斜齿轮用于传递平行轴之间的运动。倾斜角度每个齿轮都一样，但一个必须右旋斜齿，而另一个必须是左旋斜齿。齿的形状是一溅开线螺旋面。如果一张被剪成平行四边形（矩形）的纸张包围在齿轮圆柱体上，纸上印出齿的角刃边就变成斜线。如果我展开这张纸，在血角刃边上的每一个点就发生一渐开线曲线。直齿圆柱齿轮轮齿的初始接触处是跨过整个齿面而伸展开来的线。斜齿轮轮齿的初始接触是一点，当齿进入更多的啮合时，它就变成线。在直齿圆柱齿轮 中，接触是平行于回转轴线的。在斜齿轮中，该先是跨过齿面的对角线。它是齿轮逐渐进行啮合并平稳的从一个齿到另一个齿传递运动，那样就使斜齿轮具有高速重载下平稳传递运动的能力。斜齿轮使轴的轴承承受径向和轴向力。当轴向推力变的大了或由于别的原因而产生某些影响时，那就可以使用人字齿轮。双斜齿轮（人字齿轮）是与反向的并排地装在同一轴上的两个斜齿轮等效。他们产生相反的轴向推力作用，这样就消除了轴向推力。当两个或更多个单向齿斜齿轮被在同一轴上时，齿轮的齿向应作选择，以便产生最小的轴向推力。 交错轴斜齿轮或螺旋齿轮，他们是轴中 心线既不相交也不平行。交错轴斜齿轮的齿彼此之间发生点接触，它随着齿轮的磨合而变成线接触。因此他们只能传递小的载荷和主要用于仪器设备中，而且肯定不能推荐在动力传动中使用。交错轴斜齿轮与斜齿轮之间在被安装后互相捏合之前是没有任何区别的。它们是以同样的方法进行制造。一对相啮合的交错轴斜齿轮通常具有同样的齿向，即左旋主动齿轮跟右旋从动齿轮相啮合。在交错轴斜齿设计中，当该齿的斜角相等时所产生滑移速度最小。然而当该齿的斜角不相等时，如果两个齿轮具有相同齿向的话，大斜角齿轮应用作主动齿轮。蜗轮与交错轴斜齿轮相似。小齿轮即 蜗杆具有较小的齿数，通常是一到四齿，由于它们完全缠绕在节圆柱上，因此它们被称为螺纹齿。与其相配的齿轮叫做蜗轮，蜗轮不是真正的斜齿轮。蜗杆和蜗轮通常是用于向垂直相交轴之间的传动提供大的角速度减速比。蜗轮不是斜齿轮，因为其齿顶面做成中凹形状以适配蜗杆曲率，目的是要形成线接触而不是点接触。然而蜗杆蜗轮传动机构中存在齿间有较大滑移速度的缺点，正像交错轴斜齿轮那样。蜗杆蜗轮机构有单包围和双包围机构。单包围机构就是蜗轮包裹着蜗杆的一种机构。当然，如果每个构件各自局部地包围着对方的蜗轮机构就是双包围蜗轮蜗杆机构。着两者之 间的重要区别是，在双包围蜗轮组的轮齿间有面接触，而在单包围的蜗轮组的轮齿间有线接触。一个装置中的蜗杆和蜗轮正像交错轴斜齿轮那样具有相同的齿向，但是其斜齿齿角的角度是极不相同的。蜗杆上的齿斜角度通常很大，而蜗轮上的则极小，因此习惯常规定蜗杆的导角，那就是蜗杆齿斜角的余角；也规定了蜗轮上的齿斜角，该两角之和就等于 90 的轴线交角。当齿轮要用来传递相交轴之间的运动时，就需要某种形式的锥齿轮。虽然锥齿轮通常制造成能构成 90 轴交角，但它们也可产生任何角度的轴交角。轮齿可以铸出，铣制或滚切加工。仅就滚齿而言就可达一级 精度。在典型的锥齿轮安装中，其中一个锥齿轮常常装于支承的外侧。这意味着轴的挠曲情况更加明显而使在轮齿接触上具有更大的影响。 另外一个难题，发生在难于预示锥齿轮轮齿上的应力，实际上是 由于齿轮被加工成锥状造成的。直齿锥齿轮易于设计且制造简单，如果他们安装的精密而确定，在运转中会产生良好效果。然而在直齿圆柱齿轮情况下，在节线速度较高时，他们将发出噪音。在这些情况下，螺旋锥齿轮比直齿轮能产生平稳的多的啮合作用，因此碰到高速运转的场合那是很有用的。当在汽车的各种不同用途中，有一个带偏心轴的类似锥齿轮的机构，那是常常所希望的。这样的齿轮机构叫做准双曲面齿轮机构，因为它们的节面是双曲回转面。这种齿轮之间的轮齿作用是沿着一根直线上产生滚动与滑动相结合的运动并和蜗轮蜗杆的轮齿作用有着更多的共同之处。轴 是一种转动或静止的杆件。通常有圆形横截面。在轴上安装像齿轮，皮带轮，飞轮，曲柄，链轮和其他动力传递零件。轴能够承受弯曲，拉伸，压缩或扭转载荷，这些力相结合时，人们期望找到静强度和疲劳强度作为设计的重要依据。因为单根轴可以承受静压力，变应力和交变应力，所有的应力作用都是同时发生的。 “ 轴 ” 这个词包含着多种含义，例如心轴和主轴。心轴也是轴，既可以旋转也可以静止的轴，但不承受扭转载荷。短的转动轴常常被称为主轴。当轴的弯曲或扭转变形必需被限制于很小的范围内时，其尺寸应根据变形来确定，然后进行应力分析。因此，如若轴要做 得有足够的刚度以致挠曲不太大，那么合应力符合安全要求那是完全可 能的。但决不意味着设计者要保证；它们是安全的，轴几乎总是要进行计算的，知道它们是处在可以接受的允许的极限以内。因之，设计者无论何时，动力传递零件，如齿轮或皮带轮都应该设置在靠近支持轴承附近。这就减低了弯矩，因而减小变形和弯曲应力。虽然来自 法在设计轴中难于应用，但它可能用来准确预示实际失效。这样，它是一个检验已经设计好了的轴的或者发现具体轴在运转中发生损坏原因的好方法。进而有着大量的关于设计的问题，其中由于别的考虑例如刚度考虑，尺寸已得 到较好的限制。设计者去查找关于圆角尺寸、热处理、表面光洁度和是否要进行喷丸处理等资料，那真正的唯一的需要是实现所要求的寿命和可靠性。由于他们的功能相似，将离合器和制动器一起处理。简化摩擦离合器或制动器的动力学表达式中，各自以角速度 1和 制动器情况下其中之一可能是零，由于接上离合器或制动器而最终要导致同样的速度。 因为两个构件开始以不同速度运转而使打滑发生了，并且在作用过程中能量散失，结果导致温升。在分析这些装置的性能时，我们应注意到作用力，传递的扭矩，散失的能量和温升。所传 递的扭矩关系到作用力，摩擦系数和离合器或制动器的几何状况。这是一个静力学问题。这个问题将必须对每个几何机构形状分别进行研究。然而温升与能量损失有关，研究温升可能与制动器或离合器的类型无关。因为几何形状的重要性是散热表面。各种各样的离合器和制动器可作如下分类： 1轮缘式内膨胀制冻块； 2轮缘式外接触制动块； 3条带式； 4盘型或轴向式； 5圆锥型； 6混合式。 分析摩擦离合器和制动器的各种形式都应用一般的同样的程序，下面的步骤是必需的： 1假定或确定摩擦表面上压力分布； 2找出最大压力和任 一 点处压力之间的关系； 3应用静平衡条件去找寻（ a）作用力；（ b）扭矩；（ c）支反力。 混合式离合器包括几个类型，例如强制接触离合器、超载释放保护离合器、超越离合器、磁液离合器等等。强制接触离合器由一个变位杆和两个夹爪组成。各种强制接触离合器之间最大的区别与夹爪的设计有关。为了在结合过程中给变换作用予较长时间周期，夹爪可以是棘轮式的，螺旋型或齿型的。有时使用许多齿或夹爪。他们可能在圆周面上加工齿，以便他们以圆柱周向配合来结合或者在配合元件的端面上加工齿来结合。虽然强制离合器不像摩擦接触离合器用的那么广泛，但 它们确实有很重要的运用。离合器需要同步操作。有些装置例如线性驱动装置或电机操作螺杆驱动器必须运行到一定的限度然后停顿下来。为着这些用途就需要超载释放保护离合器。这些离合器通常用弹簧加载，以使得在达到预定的力矩时释放。当到达超载点时听到的 “喀嚓 ”声就被认定为是所希望的信号声。超越离合器或连轴器允许机器的被动构件 “ 空转 ” 或 “ 超越 ” ，因为主动驱动件停顿了或者因为另一个动力源使被动构件增加了速度。这种离合器通常使用装在外套筒和内轴件之间的滚子或滚珠。该内轴件，在它的周边加工了数个平面。驱动作用是靠在套筒和平面之间契 入的滚子来获得。因此该离合器与具有一定数量齿的棘轮棘爪机构等效。磁液离合器或制动器相对来说是一个新的发展，它们具有两平行的磁极板。这些磁极板之间有磁粉混合物润滑。电磁线圈被装入磁路中的某处。借助激励该线圈，磁液混合物的剪切强度可被精确的控制。这样从充分滑移到完全锁住的任何状态都可以 获得。 西安文理学院机械电子工程系 本科 毕业设计（论文） 题 目 数控车床主轴参数化 建模及频域分析 专业班级 08 机械 2 班 学 号 08102080209 学生姓名 陈建伟 指导教师 刘凌 设计所在单位 西安文理学院 数控车床主轴参数化建模及频域分析 摘要 ： 本毕业设计是 对 控车床主轴进行参数化建模及频域分析， 将现代化的设计方法应用于机床的设计， 以数控系统设计方案的拟定为主线，通过对数控车床主轴 伺服系统机械部分进行参数化设计，理论强度基础计算及其 关键零件 的校核，对车 床进给伺服系统进行数学建模，然后使用 件进行频域仿真， 简要论述了频域方法和动 力学分析的基本求解过程，建立机床主轴频域模型，合理的确定了载荷、轴承支承刚度和约束条件，选定了单元类型。采用 对其进行自由模的具体研究内容，总结了机床、动态设计方法研究和机床主轴动静态研究的发展状况和发展趋势，在总结前人研究成果的基础上，结合当前的技术发展趋势，采用频域方法来进行研究，简要论述了模态分析，得到主轴的固有频率和振型，找出工作时容易发生共振的频率域 ， 为进一步提高精度和转速提供理论依据。 通过毕业设计进行了机电结合的全方面训练，从而培养设计计算的能力以及分析和处理生产过程中所遇到的问题 的综合能力。 关键词 ： 频域分析；模态分析；机床主轴；振动 is to of of of on of of In of EA to of is of on of EM of in is in of in to to in of 1 目 录 1 绪 论 . 1 题研究的背景及意义 . 1 控机床主轴国内外研究现状 . 1 课题的研究内容 . 2 2 总体设计方案 . 4 计要求 . 4 计参数 . 5 体设计方案图 . 5 3 数控系统选择 . 6 介西门子 802S 数控系统 . 6 02S 数控系统的组成 . 6 控机床伺服系统的选择 . 7 4 主轴计算及校核 . 8 轴设计 . 8 动机的选择 . 8 传动设计 . 8 轴的校核 . 10 动组齿轮模数的确定和校核 . 10 轮强度校核 . 11 轴挠度的校核 . 12 轴弯曲变形的校核 . 13 轴扭转变形校核 . 13 轴最佳跨距的确定 . 14 择轴颈直径 ,轴承型号和最佳跨距 . 14 轴承刚度 . 14 轴支承处轴承的选择 . 15 轴图 . 16 5 参数化建模 . 17 论基础 . 17 轴的动力学模型 . 17 立目标函数 . 18 束条件 . 19 度约束 . 19 度约束 . 19 角的限制 . 20 转变形的限制 . 20 削力的限制 . 20 6 数控车床主轴的频域分析 . 21 域简介及 件应用 . 21 域概述 . 21 件应用 . 22 目录 2 床主轴频域分析 模型 . 22 建几何模型 . 22 域模型建立 . 22 元类型选择和网格划分 . 23 床主轴振动模态分析 . 25 力分析 . 25 态分析 . 25 结论 . 30 致谢 . 31 参考文献 . 32 附录 . 33 附录 1 控车床主传动系统 . 33 附录 2 外文翻译 . 错误 !未定义书签。 西安文理学院本科毕业设计（论文） 1 1 绪 论 题研究的背景及意义 制造业是体现一个国家综合实力的重要方面，是国家财富的主要创造者世界上凡是发达国家都拥有高水平的制造业。而装备制造业作为整个国家工业部门的装备提供者，其水平的高低决定了我国制造业的国际竞争力，特别是我国加入到 后，行业竞争更加激烈，已经关系到我们国家现代化的进程和民族的复兴，因此提高我国装备制造业的整体技术水平具有重大的理论和现实意义。在当前的振兴过程中，我们应该清醒的认识到我国装备制造业和发达国家的差距，不能只看到眼前的一时繁荣。特别是机床行业，在设计水平上与发达国家有着比较大的差距，缺少创新 和突破，掌握核心技术较少，特别在高端的产品领域，竞争力还不够强大。 动态设计的原则 ： 目标是保证机械满足其功能前提要求的条件下具有较高的动刚度，使其经济合理、运转平稳、可靠。要从总体上把握机械结构的固有频率、振型和阻尼比。具体为 ： 避开共振，避开率应在 15%降低机器运行过程中的振动幅度；结构各阶模态刚度 最大且尽量相等；结构的各阶模态阻尼比要尽量高；避免结构疲劳破坏 ； 提高振动稳定性。 设计步骤 ： （ 1） 建立机械结构或机械系统的动力学模型，根据设计图纸建立力学模型，也可以应用试验模态分析技术建立结构的试验 模型； （ 2） 利用数学模型求解自由振动方程得到结构振动的固有特性，引入外部激励可以进行动力响应分析； （ 3） 动态性能评定； （ 4） 结构修改和优化设计 1。 控机床主轴 国内外 研究现状 我国数控技术的开发始于 1958 年，几乎与国外同时起步。但由于自身技术的落后，研制进展十分缓慢。但 “ 九五 ” 以来，我国机床在关键技术的突破上主要表现在以下方面： （ 1） 数控系统网络化、集成化。应用 开发出了 8 轴联动，可控 48 轴的分布式数控系统，以及可靠性达到 15000 小时的高分辨率数控系统。 （ 2） 实现了高速主轴、快 速进给、高速换刀机构的 “ 三高 ” 技术的突破。国产加工中心的主轴转速可以达到 1万 快速进给一般都能达到 30 40m/ （ 3） 静压技术、精密传动技术的突破，有效地提高了重型机床的主轴精度和定位精度。如武汉重型机床厂和齐齐哈尔第一机床厂开发的精密双齿轮条传动系统，大大消除了齿轮传动间隙，提高了传动精度。在机床主轴转速方面，我国取得了长足的进步，但与国外的差距还是很大。在 80 年代之前，我国机床主轴转速一般都不到2000入 90 年代，机床厂商和各高校都加紧了新产品的研制。国内有些厂家也生 产出转速上 5000：上海明精机床公司生产的 25T 型高速数控车床，西安文理学院本科毕业设计（论文） 2 主轴最高转速 7500京机床厂生产的 2、 1425/34 型高速数控车床，主轴最高转速 6000在国际上，数控机床高速化发展也经历了几个过程，示。 表 控机床高 速化发展过程 时间 60 年代 70 年代 80 年代 90 年代 21 世纪初 主轴转速(10000000000000000 轴是数控机床 的关键部件，在其前部安装工件、刀具，直接参与切削加工，对机床的加工精度，工件表面质量和生产效率有很大的影响，其性能的好坏将对机床的最终性能和加工工件的质量有非常重要的影响。据研究表明中型车床在不同频率的动载荷作用下，各个部件反映在刀具与工件切削处的综合位移中主轴部件所占比例最大，未处于共振状态下占 30%共振状态下占 60%2。 在国外， 1964 年， 轴承模拟为一个简单的径向弹簧和阻尼器，采用有限差分模型分析了车床主轴的特性 41985 年 和 用频域模 型研究车床主轴的动态特性及其设计 5。 1988 年 动柔度分析引人对主轴系统的动力特性和动态设计的研究之中 6。 1992 年， 利用结构修正法分析了切削机床的主轴一轴承的静态和动态性能，但只是考虑轴承径向一个自由度，并且忽略了轴向、力矩方向的自由度，更忽略了轴承刚度的非线性 7。 而国内从事这一领域研究的也很多，特别是早期对普通主轴动特性的研究。 1992年，江苏工学院的付华应用试验模态分析与 频域 计算相结合的方法，对传统主轴部件进行了动力特性分析，并对主轴进行了动力修改 10。 1994 年，大连理工大学的肖曙红用 频域 结合迭代的分析方法，编制了主轴组件静、动特性分析软件 1999 年，北京工业大学的费仁元等采用实验方法对复杂的主轴部件进行了动态特性分析。 2000年，沈阳工业学院的史安娜等对主轴部件建立了空间梁单元模型，并在此基础上对其静动态特性进行了分析。同年，北京理工大学的刘素华利用 频域 分析软件电主轴的动静态特性进行了分析。 2001 年，杨曼云等利用 件对 式加工中心的主轴系统进行了静、动态特性分析。武汉理工大学的杨 光等利用传递矩阵法对电主轴系统进行了动力学特性分析 11。 2003 年，无锡机床股份有限公司的蔡英等基于 递矩阵法，对 内圆磨床的高速主轴系统进行了动力学特性分析。 对于数控机床的主轴部件常用的结构主要有以下几种形式 ： （ 1） 对 于高速高精度机床，为了实现高的主轴转速，采用主轴电机结构； （ 2） 对于中等要求的数控机床，采用主轴电机，驱动经过减速机构驱动 （ 采用齿轮传动和同步带传动 ） 的专用主轴生产厂生产的主轴； （ 3） 对于一般的数控机床 （ 经济型数控机床 ）， 采用交流电机经过皮带传动，再经过主轴变速箱体 （ 其结构与普通机床的主轴箱有很大的不同 ） 实现主轴的变速 5。 近年随着计算机及其相关软硬件技术的发展促进了虚拟样机技术的快速发展，同时成熟的 模和分析软件技术使产品动态设计成为可能。 课题的研究内容 本课题采用 域软件来分析主轴的动静态特性。 件是一个应西安文理学院本科毕业设计（论文） 3 用广泛的工程频域分析软件，主要是利用频域法将所探讨的工程系统转化成一个频域系统，该频域系统由节点及元素所组合而成，以取代原有的工程系统，频域系统可以转化成一个数学模式，并根据该数学模式得到该频域系 统的解答，且可以通过节点、元素把结果表现出来。完整的频域模型除了节点、元素外，还包含工程系统本身所具有的边界条件，如约束条件、外力的负载等。 利用 域软件对主轴进行静、动态特性分析，确定合理的边界条件，改善 主轴部件的静动态特性，并采用合理的数学建模方法进行对比分析，最后以沈阳机床一厂生产的 数控车床为 研究 对象，检验前面进行的理论分析，从而得出合理的设计方法，为实现产品的动态设计打下基础。 具体工作分为以下几个部分 ： （ 1） 总结了机床、动态设计方法研究和机床主轴动静态研 究的发展状况和发展趋势，在总结前人研究成果的基础上，结合当前的技术发展趋势，采用 频域 方法来进行开展研究； （ 2） 阐述学习理论基础，即振动理论 （ 模态分析理 论 ） ， 简要论述了模态参数 ，识 别原理； （ 3） 简要论述了 频域 方法和动力学分析的基本求解过程，建立机床主轴 频域 模型，合理的确定了载荷、轴承支承刚度和约束条件，选定了单元类型。采用 到主轴的固有频率和振型，找出工作时容易发生共振的频率域 ， 为进一步提高精度和转速提供理论依据。 西安文理学院本科毕业设计（论文） 4 2 总体设计方案 机床主轴的动静态特性主要就是固有频率、受力变形、临界转速、动态响应等，在 60 年代以前，一般采用经验模拟法设计，方法繁琐，精度低。 60 年代以后由于计算机技术和计算方法的进步，出现了有限差分法、结构分析法、 频域 法、结构修正法，模态法等大量方法。本课题就是要研究机床主轴的动静态特性，其主要任务是计算轴承的刚度、建立合理有效的模型，特别是轴承部分的简化，再对模型进行静变形、模态及响应等各方面的分析，得到固有频率、振型等参数。其中轴承刚度的计算较复杂，静刚度可用经验公式计算得出 12；而动刚度的计 算部分则要考虑主轴高速运转条件下对轴承的影响 。 计 要求 1）数控车床应具有性能： （ 1）数控代码制： 2）输入方式：增量值、绝对值通用 （ 3）同时控制坐标轴数： 2 坐标轴（纵向 Z，横向 X） （ 4）纵向脉冲当量值： 5）刀具补偿量： 0 6）自动升降速性能：有 （ 7） 数控系统选连续控制系统。 （ 8） 进给伺服系统采用步进电机开环控制系统。 （ 9） 一般采用 8 位微机。在 8 位微机中， 51 系列单片机具有集成度高、可靠性好、功能强、速度快、抗干扰能力强、具有 很高的性价比，因此，可选 51系列单片机扩展系统。 （ 10） 设计自动回转刀架及其控制电路。 （ 11） 为了保证进给伺服系统的传动精度和平稳性，选用摩擦小、传动效率高的滚珠丝杠螺母副，并应有预紧机构，以提高传动刚度和消除间隙，齿轮副也应有消除齿侧间隙的机构。 （ 12） 采用贴塑导轨，以减小导轨的摩擦力。 2）数控车床的工艺范围：具有快速定位，直线插补，顺、逆圆插补，暂停，循环加工。 3）对微机数控系统的要求： 微机控制系统要有可靠性好、功能强、速度快、抗干扰能力强，具有很高的性能价格比等特点。控制系统的加 工程序和控制命令通过键盘操作实现，显示器采用数码管显示加工数据及机床状态等信息。 西安文理学院本科毕业设计（论文） 5 计参数 表 床基本参数 项目 单位 参数 型号 身回转直径 00架上回转直径 10轴最高转速 r/920r/电机功率 控系统 西门子 802S 尾座主轴直径 行程及主轴孔锥度 5150氏圆锥 5 号 丝杠螺距 2统环境工作条件 % 温度 40 ； 湿度为 40% 80% 输入电网电压 V 交流 (22022)V；频率为 50流为 体设计方案图 图 控车床的 主轴设计 总体方案示意图 系统总体规划 主轴基本参数给定 对建立的模型进行分析 对主轴进行参数化建模 主轴主要零件的设计与校核 频域分析图和实际生产相比较，得到实际的真参数 西安文理学院本科毕业设计（论文） 6 3 数控系统 选择 数控系统是数字控制系统简称，英文名称为 期是由硬件电路构成的称 为硬件数控（ C）， 1970 年代以后，硬件电路元件逐步由专用的计算机代替称为计算机数控系统。计算机数控（ 称 统是用计算机控制加工功能，实现数值控制的系统。 统根据计算机存储器中存储的控制程序，执行部分或全部数值控制功能，并配有接口电路和伺服驱动装置的专用计算机系统。 当前生产数控系统的公司厂家比较多，国外著名公司的如德国 司、日本 司；国内公司如中国珠峰公司、北京航天机床数控系统集团公司、华中数控 公司和沈阳高档数控国家工程研究中心。选择数控系统时主要是根据数控改造后机床要达到的各种精度、驱动电机的功率和用户的要求，所以依据改造的具体要求选用德国 司 802S 系统相应的驱动装置 13。 介西门子 802S 数控系统 02 系统包括 802S/802C/802D 等型号，它是西门子公司 20 世纪 90 年代才开发的集 一体的经济型控制系统。 该系统的性能 /价格比较高，比较适合于经济型与普及 型车、铣、磨床的控制。02 系列数控系统的共同特点是结构简单，体积小，可靠性高，此外系统软件功能也比较完善。 02S、 802C 系列是 司专为简易数控机床开发的经济型数控系统，两种系统的区别是： 802S/列采用步进电机驱动，802C/列采用数字交流伺服驱动系统。 02S 数控系统的组成 R 德国 司推出的全数字化数控系统，它可控制4 个数字进给轴和一个主轴。它由 制面板单元）、键盘、 8（输入输出模块）、 24V 电源、驱动器 1列数字伺服电机和 1统的各个部件通过现场总线 接。其结构，如图 安文理学院本科毕业设计（论文） 7 图 02S 数控系统组成框图 控机床伺服系统的选择 数控机床按伺服控制主要有三种类型： 开环控制系统，闭环控制系统和半闭环控制系统。 该机床纵向和横向进给伺服驱动选择开环步进 电机控制。 10 4 423 472 2 1111 床控制面板 电子手枪 电源 8 伺服电动机 11轴编码器 安文理学院本科毕业设计（论文） 8 4 主轴计算及校核 轴设计 动机的选择 采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择 笼式三相异步电动机。 三相异步电动机转速公式为： 160 f 电频率 p 电动机的极对数 s 转差率 可以求出 ： m 1）确定转速范围：主轴最小转速 ）主轴的变速范围 主轴能实现的最高转速与最低转速之比称为变速范围 Rn n 由于 400r/ =210r/里 电动机的额定转速 主轴电机的功率是： 轴电机采用交流变频控制电机 ， 由变频器进行控制 ， 转速范围 606000r/拟量由基本 I/O 单元的 口输出 010V 的直流电压 ， 变频器根据输入的电压变化而输出相应的转速。利用变频器上的功能端子 ， 将其通过参数设置成 “ 到达指令频率闭合 ” 状态 ， 并通 过 测此信号 ， 从而实现对电机的运转进行监控。 传动设计 电动机转速 n=传递功率 P=传动比 i= 西安文理学院本科毕业设计（论文） 9 1） 确定计算 功率 取 则 ： 2 5 K 2） 选取 V 带型 由机械设计知： 根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。 3） 确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准 直径 ： 251 ， 验算带速成 100060 11 其中 小带轮转速， r/ 小带轮直径， 25,5/ 0 060 81 2 合适。 4） 确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为 2121 255.0 于是 ： a758， 初取中心距为 00 带长 02122100 4)()(22 125254()254125( 查表取相近的基准长度 400 带传动实际中心距 d 0 5） 验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 120 。 21 a 合适。 6） 确定带的根数 西安文理学院本科毕业设计（论文） 10 ( 00 其中： 0p 1i 时传递功率的增量； k 按小轮包角 ，查得的包角系数； 长度系数； Z 7） 计算带的 张紧力000 其中： 带的传动功 率 ， v 带速 ， m/s； q 每米带的质量， kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 (0 8） 计 算作用在轴上的压轴力 1 5 3 02 0 轴的校核 动组齿轮模数的确定和校核 1）模数的确定： 计算 24 齿齿轮的模数： 3 221 )1(1 6 33 8m 其中 ： 公比 ； = 2； 电动机功率； m 齿宽系数； 西安文理学院本科毕业设计（论文） 11 齿轮传动许允应力
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