立式加工中心工作台X轴Y轴进给传动系统设计

一、概述1.1 数控机床进给传动系统的特点数控机床的进给运动是数字控制的直接对象，不论是点位控制还是轮廓控制，工件的最后坐标精度和轮廓精度都受到进给运动的传动精度、灵敏度和稳定性影响。为此，数控机床的进给系统一般具有以下特点。1）摩擦阻力小为了提高数控机床进给系统的快速响应性能和运动精度，必须减小运动件数间的摩擦阻力和动、静摩擦力之差。为满足上述要求，在数控机床进给系统中，普遍采用滚珠丝杠螺母副、静压丝杠螺母副；滚动导轨、静压导轨和塑料导轨。与此同时，各运动部件还考虑有适当的阻尼，以保证系统的稳定性。2）传动精度和刚度高进给传动系统的传动精度和刚度，从机械结构方面考虑主要取决于传动间隙和丝杠螺母副、蜗轮蜗杆副及其支撑结构的精度和刚度。传动间隙主要来自传动齿轮副、蜗轮副、丝杠螺母副及及其支撑部件之间，因此进给传动系统广泛采取施加预紧力或其他消除间隙措施。缩短传动链和在传动链中设置减速装置。加大丝杠直径以及对丝杠螺母副、支承部件、丝杠本身施加预紧力是提高传动刚度的有效措施。3）运动部件惯量小运动部件的惯量对伺服机构的启动和制动特性有影响，尤其是处于高速运转的零部件。因此，在满足部件强度和刚度的前提下，尽可能减小运动部件的质量、减小旋转零件的直径和质量。以降低其惯量。1.2 设计内容及要求1.2.1 设计立式加工中心工作台（X 轴、Y 轴）进给传动系统1） 工作台、工件和夹具总质量 m=1200kg（所受重力 N=12000N）选取工作台质量(所受重力 )工作台最大行程0m8kg0N860PLm2） 工作台快速进给速度 Vmax2/in3） 工作台采用滚动直线导轨，导轨的动、静摩擦系数均为 工作台定位精度 ，0u.120m重复定位精度为 ，机床寿命为 20000h（10 年）84） 机床主轴伺服电动机，额定功率 6.5EPkW5） 机床采用断面铣刀进行强力切削，铣刀直径 ，主轴转速 ，切削12Dm27/inr状况如表所示表 1 立式加工中心切削情况切 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1.2.3 总体设计方案1）工作台工作面尺寸确定， =4012m长 宽2）工作台导轨采用滚动直线导轨3）对滚球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的二、设计计算2.1 主切削力及其切削分力计算1）计算主切削力 ZF主轴具有最大扭矩并且能传递主电动机全部功率，此时切削速度为 33.142507/1.8/606Dnvmss取机械效率 ，则由 1中式（2-6）得.8m 3330.865112.9107mEzPFNv2）计算各切削分力由1表（2-1）得纵向切削力 310.4.710zFN横向切削力 952cz垂向切削力 3.6vz2.2 导轨摩擦力计算1）由1式（2-8a）计算切削状态下的导轨摩擦力 ，此时导轨摩擦系数 。查1F 0.1表（2-3）得， 10gfN().(2017061)4.8cvFWF N2）由1式（2-9a）得不切削状态下导轨摩擦力 0().(2)21gWf导轨静摩擦力 012FN2.3 计算滚球丝杠螺母副的轴向负载力1）由1式（2-10a）最大轴向负载力 max1(7016.8)3.N2）由1式（2-11a）最小轴向负载力 in02aF2.4 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 L电动机的最高转速 ，由1式（2-10）得max20/innr max01vLin2)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，将结果填入表2表 2 立式加工中心滚珠丝杠的计算（2）计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速 in130.6/mi60/ivnrrL230.8/in/i1vrr330/mi10/ivnrrL4302/in2/in1vrr（3）由1式（2-17）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速 m12010nmqqn35(6820)/min280/irr（4）由1式（2-18）计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷 。mF33333601801052011.84.67.8422128N3 333.9.N3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷 amC（1）由预定工作时间按1式（2-15）计算。查1表(2-28)得载荷性质系数 。查1表1.3wf（2-29）滚珠丝杠的精度等级为 2 级，取精度系数 ，查表1（2-30） ，一般情况下可1af靠性达 97%，取可靠性系数 ，0.4cf（2）因对滚珠丝杠螺母副将实施预紧，所以可按1式（2-21）估算最大轴向载荷。查表（2-31）得预加载荷系数 ，则4.5ef2max.136.851.aeCfFN（3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷 。a取以上两种结果的最大值，即 。6829.0amCN4）按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径 。2md（1）根据定位精度和重复定位精度的要求估算允许的滚珠丝杠的最大轴向变形。33312nmmmqnqFFF3160mwamhacFfCnL332.512806829.0N已知工作台的定位精度为 ，重复定位精度为 ，根据1式（2-23） 、 （2-24）以及20m8m定位精度和重复定位精度的要求，得 max1()(2.674)3:取上述计算结果的最小值，即 。max2.67（2）估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径 。2d本机床工作台（X 轴）滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用一端固定方式，一端的游动支承方式，滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为L行 程 安 全 行 程 +2余 程 螺 母 长 度 支 承 长 度。(1.24)530L:行 程 （ ）取 .行 程(61)40m又 ，由1式（2-25 ）得012uFN02max1240.78.7817.6.6mLd5）初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号根据计算所得的 、 、 ，由1 A-3 选型号为 FFZD4010-3 的滚珠丝杠螺母副0LamC2d,其公称直径 、基本导程 、额定动载荷 和丝杠底径 如下：d0aC2d30aamkN224.ddax2()0(5)54m,1L故满足要求。6）确定滚珠丝杠螺母副的预紧力 pF由1(2-29)得max1136.87.93pFN7）确定滚珠丝杠螺母副支撑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 。maxBFmaxa136.8BFN计算轴承的预紧力 。pBFmax7.93Bp计算轴承的当量轴向载荷 。amB8.32.571.43BampFN由1式(2-15)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 ，轴承所承受的当mn280/minnr量轴向载荷 ，轴承的基本额定寿命 。轴承的径向载荷 和71.43BamF hLrF轴向载荷 分别为cos6035.2amrBNin1aF因为 ，所以查1表(2-25)得，径向系数 X=1.9 ，轴向系数 Y=0.54 ，故.732.r(1.95.70.461.2)08.5tapXYN338.6071.hPCnL确定轴承的规格型号。查1附表（A-2 ）因为滚珠丝杠采用一端固定，一端游动支承方式，所以将在固定端选用 60角接触球轴承组背对背安装，以承受两个方向的轴向力，由于滚珠丝杠螺纹底径 ，所以选取234.dm轴承内径 ，以满足滚珠丝杠结构需要。查手册取型号为 760206TNI/P4DFA，尺寸（内径 30dm外径宽度）为 30mm62mm16mm 的角接触球轴承选用脂润滑，该轴承的负载能力。在油脂润滑状态下的相对转速为 ，NFBPBP9.78145 in0in0maxrr故满足要求。轴承的额定动载荷 故满足要求NCn71.0263、工作台部件的装配图设计图 1、工作台(X 轴)部件装配图图 2、工作台零件图、图 3 立式加工中心工作台计算简图 4、滚珠丝杠螺母副林解压缩在和 的校验cF4.1 滚珠丝杠螺母副林解压缩在和 的校验由工作台计算简图，滚珠丝杠螺母副的最大受力长度 。丝杠杆水平安装时，m761L，查表 2-44，取 由式 2-35 得31k2kNLdF41.5763214c求工作台滚珠丝杠最大轴向压缩载荷为 远小于临界载荷 的值，故满足NF8.136maxcF要求4.2.滚珠丝杠螺母副临界转速 的校验cn由图 3 滚珠丝杠螺母副临界转速计算长度 其弹性模量 已知L7802aMPE510.2材料密度 重力加速度 。安全系数 ，由表取35108.7mNg 231smg8.1k92.3滚珠丝杠的最小惯性矩为444267903.61.mdI滚珠丝杠最小截面积 225.9A由公式 2-26 得 min8534.92108.762014.32968.026 51 rEILknc 工作台滚珠丝杠额定动载荷 ，轴向载荷=1136.8N 运转条件函数 ，NCa 2.1wf滚珠丝杠转速 min0rn根据公式 2-37 或 2-38 得rfFCLwa963104. hnLh867一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h20hL求五、机械传动系统刚度计算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本机创工作台支撑方式为一端固定一端游动，由图 3 可知，滚珠丝杠的螺母中心至固定端支撑中心距离 时，滚珠丝杠具有最小拉压刚度 ，有公式 2-43a 得 YLa minkS当 时，滚珠丝杠螺母副具有最大拉压刚度m42.53dk2minNEYS 16aJL由公式 2-43b 得 axS 59.16kaxS(2) 计算滚珠丝杠支撑的刚度 b已知轴承接触角 ，滚动体直径 ，滚动体个数 Z=17，轴承的最大轴。0m14.7-d向工作载荷 由表 2-45 和表 2-46 得：NFB8.61max0.496sind34.2k5max2b NZBQ(3) 计算滚珠丝杠与轨道的接触刚度 ck查附表 A-3 得滚珠丝杠的刚度 k=973 .额定动载荷 ，滚珠丝杠上所承NC30a受最大轴向载荷 ，由公式 2-46b 得NF8.136amx.704.k3ac C（4）计算进给传动系统的综合拉压刚度 k由公式 2-47a 传动系统综合拉压刚度最大值为 即 043.k11cssmaxa故m231kmaxNm46.135kinN5.2.滚珠丝杠螺母副的扭转刚度计算由图 1 知扭矩作用点之间的距离 ，剪切模量 G=8.11082La4p10M滚珠丝杠底径 故由公式 2-48 得 m3.4d2 rdm35.9732dk4NLG六、驱动电机的造型与计算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 故由公式得33-cmkg108.72n1jj43-r .078. LDJ（2）计算联轴器的转动惯量 0J243-0 cmkg39.7d78. LJ（3）由公式 2-65 计算折算到电动机轴上的移动部件转动惯量 dJ22d ckg43.0mJ(4)由公式 2-66 计算加在电动机轴上总的负载转动惯量 20rd cmkg6.5LJJ6.2 计算这算电动机轴上的负载力矩（1）由公式 2-54 计算怯薛负载力矩 cT切削状态下坐标轴的轴向负载力 电动机每转一圈，机床执行部件在轴NF8.136amx向移动距离 ，紧急给传动系统总效率 则 m01.L 90.01.2acNFT（2）由1式（2-55）计算摩擦负载力矩 ，故012.0.21349fFLTNm:012.0.21349FLTnm:（3）由1式（ 2-56）计算由滚珠丝杠的预紧力而产生的附加负载力矩 滚珠丝杠螺母副fT的预紧力 ,滚珠丝杠螺母副的基本导程72.pFN10.1Lm滚珠丝杠螺母副效率 ，则0.94020(1).8fLTm:6.3 计算机坐标轴折算到电动机轴上各种所需的力矩（1）由1式（ 2-58）计算线性加速力矩 Ta1已知机床执行部件以最快速度运行时，电动机最高转速为 ，电动机的转动min20maxr惯量为 。坐标轴负载惯量 ，进给伺服系统的位置环增益26cmkgJm6.5ckgJd，则加速时间 。HZKs20sKtsa1,03故： =15.73Nm)(986maxeJtnTkstada （2）由1式（ 2-59）计算阶跃加速力矩加速时间 stss05.21故 NmJtnTdmaa 69.4)(986x（3）计算坐标轴所需的折算到电动机轴上的各种力矩由1式（2-61）计算线性加速度时的空载启动力矩 faq 02.168.2073.151 由1式（2-61）计算阶跃加速度时的空载启动力矩NmTfapq 98.40.2169.4由1式（2-57a）计算空载时的加速力矩 fkg .08.21由1式（2-57）计算切削是工进力矩 NfcGJ 9.6.4 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1式（2-4 ） ，选择 FANUC 系列交流伺服电动机。主要技术参数：i3012额定功率 3Kw。额定力矩 12Nm。最高转速 3000 。.转动惯量 62Kg ,质量 18Kg.minr2交流伺服电机的加速度力矩一般为额定功率的 5-10 倍，按 5 倍计算，该电动机的加速度力矩 60Nm。均大于本工作台线性加速的时的启动力矩或阶跃加速度时空载启动力矩。所以，不管采用何种加工方式，本电动机均满足加速力矩要求。（2）滚两匹配演算为了使机械传动系统的惯量达到较合理的匹配，应满足（2-67） 15.0Jmd而本题中 ，故满足惯性匹配要求。162.52.d七、机械传动系统动态分析7.1.计算丝杠-工作台纵向传动系统的最低固有频率 nc已知滚珠丝杠螺母副的综合拉压刚度 滚珠丝杠螺母副和机床m1035k6min0N执行部件的等效质量 其中 m 分别为机床执行部件的质量和滚珠丝杠sd31ms螺母副质量，i 和 m=1200kg则： g8.05.7104-2s kg61.2031sdsrad9.3kd0nc7.2.计算扭转振动系统的最低固有频率 nt又，丝杠扭转刚度20rs mkg7.J radm35.10497ks N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 都比较高，一般按 srad9.34nc srad1972nt的要求来设计机械传动系统刚度 故满足要求0八、机械传动系统的误差计算分析8.1.计算机械传动系统的反响压死 已知进给传动系统拉压刚度 主轴静摩擦为 由公式 2-