立式高速铣削加工中心纵向进给机构设计5张CAD图
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型高速立式加工中心纵向进给机构设计摘要随着科学与技术的发展，加工技术在世界的工业范围内都有了显著的提高。而我国以加工中心为代表的高自动化，高附加值，高利润的机床产品却远远落后于世界机床同行，随着我国经济的持续发展，机床行业的全球化以及在政府加强自主知识创新举措的鼓励下，投资开发加工中心等高档机床的时机趋于成熟。本次设计是设计铣床的 X 轴进给系统。首先，了解铣床的结构，确定方案，对滚珠丝杠，轴承，轴承座，步进电机，滚动导轨等零件进行设计计算，并绘制了相关的零件图以及该立式加工中心纵向进给机构的装配图。本文根据立式加工中心的快速进给速度、主轴转速、最大载荷、切削进给速度、行程、主轴马力及精度要求对滚珠丝杠副进行了选型设计计算，然后进行了电机及滚动导轨的选型计算。关键词：立式加工中心纵向进给机构滚珠丝杠滚动导轨 伺服电机IVABSTRACTWith the development of science and technology, within the scope of industrial processing technology in the world have improved significantly.And our country represented by machining center of high automation, high value-added, highly profitable machine tools product is far behind the peers.With the sustainable development of Chinas economy, machine tool industry globalization and the government strengthen intellectual innovation encouragement, the timing of the investment in the development of machining centers and other high-end machine tools tend to be more mature.This design is the design of milling machine X axis feed system.First of all, understanding the structure of the milling machine, determine the solution.Of ball screw, bearing, bearing seat, step motor, rolling guide parts such as design and calculation, and draw the relevant part drawing and the assembly drawing of the vertical machining center longitudinalBased on the vertical machining center of fast feed rate and spindle speed, maximum load and cutting feed speed, stroke, main shaft horsepower and accuracy requirements of ball screw pair type selection design calculation, and then the motor and the selection of rolling guide.Keywords: Vertical machining center longitudinal feed ball screw rolling guide servo motor目录摘要IABSTRACTII第 1 章绪论11.1 课题研究的背景和意义11.2 国内外研究现状及发展趋势11.2.1 高速立式加工中心在国内外发展状况11.2.2 立式加工中心的特点21.2.3 加工中心的发展趋势21.3 课题研究内容3第 2 章纵向进给机构总体方案设计42.1 总体设计方案42.2 纵向进给机构所需要的主要部件42.2.1 滚珠丝杠螺母副42.2.2 其它支撑组件62.2.3 电动机62.2.4 滚动直线导轨72.2.5 联轴器72.3 本章小结8第 3 章纵向进给机构详细设计93.1 基础转速、载荷计算93.2 滚珠丝杠副的选择设计计算103.2.1 切削力计算103.2.2 滚珠丝杠螺母副的选型113.3 电动机的选型计算263.3.1 交流伺服电动机容量的选择原则263.3.2 交流伺服电动机的选择计算273.4 导轨的选型计算313.4.1 导轨的设计程序及内容313.4.2 滚动导轨的寿命计算313.5 其他组件设计353.6 本章小结35第 4 章总结与展望364.1 总结364.2 展望36致谢38参考文献39XXXXX第 1 章绪论1.1 课题研究的背景和意义过去，我国传统机床在制造行业和加工装备行业在绝大部分，而且半数以上是役龄在 10 年以上的旧式机床，用这种旧的加工装备加工出来的产品在国内外市场上缺乏竞争能力，直接影响到了一个企业的生存发展，所以必须大力提高机床的数控化率。数控机床和传统机床相比，有以下几方面的突出优越性，由于计算机可以快速准的计算出每一个坐标轴瞬时运动需要的运动量，因此可以随意复合成复杂的曲线或曲面；能够实现加工的自动化，从而效率可以比传统机床提高好几倍；由于计算机有记忆和存储的能力，可以将输入的程序记住并存储下来，再按照程序规定的顺序自动去执行；加工零件的精度比较搞而且尺寸分散度小，使装配变得容易，从而可实现多工序的集中，减少了零件在机床间的频繁搬运；拥有自动报警、自动监控、自动补偿等多种自律功能，所以操作比较方便，可实现长时间无人看管加工。随着经济的发展，客户需求日益多样化，大批量的生产方式将逐渐被柔性化，模块化的生产方式所取代。因而,企业对制造装备提出的要求也越来越高，柔性化的数控加工设备也将慢慢成为装备制造业发展的主流1 。将立式数控加工中心的设计作为毕业设计题目，使我们即将毕业的大学生能够更深入地学习和掌握社会发展所需要的前沿知识，也迎合了装备制造业发展趋势，为我们步入社会做进一步的准备。研究开发高性能的伺服进给系统是数控加工中心设计成败的关键因素之一，立式加工中心进给系统是以加工中心移动部件的位置为控制量的自动负反馈控制系统6 。它根据数控装备发出的电脉冲信号指令，使机床主轴、工作台等部件按规定的运动方向、运动速度及要求的位置做出相应的移动，并对其定位精度加以控制。立式加工中心的纵向进给机构是立式加工中心伺服进给系统的重要组成部分，对实现立式加工中心高精度、高可靠性和高稳定性的要求具有极其重要意义4 。1.2 国内外研究现状及发展趋势1.2.1 高速立式加工中心在国内外发展状况41自高速切削概念被提出以后, 高速切削技术的发展经历了理论探索阶段, 初步应用阶段和成熟应用阶段。特别是在 20 世纪 70 年代后,很多工业发达国家相继投入大量的人力、物力、财力来研究开发高速切削技术,发展日新月异,很多国家尤其是德国、美国、英国和日本等制造强国纷纷走向了世界前列。由于高速切削突破了切削力、切削热等难题, 并且在新刀具材料和工艺技术上也慢慢取得了新的进展， 所以高速加工中心快速的发展起来。高速机床的功能部件发展很快，如滚珠丝杠副、主轴、精密轴承、换刀装置、各种气动、液压件及直线导轨部件等。我国对高速机床研制虽然起步比较晚, 但也相继取得了一些的成果。但与世界先进水平相比, 我国高速机床的生产研发还存在一定的差距。国内厂商生产的高速机床其功能部件大部分都是引进国外先进技术, 具有自主知识产权的功能部件比较少。虽然在某些技术领域取得了较高的发展水平，走在了前列, 但是如何将这些先进技术产业化、市场化却是一个难题，阻碍着我国高速数控机床的发展。1.2.2 立式加工中心的特点1、高刚性结构2、优良制造3、高精密刚性主轴4、定位精度非常高5、高效、可靠的自动换刀装置6、采用高可靠度配套元件7、机电一体化设计1.2.3 加工中心的发展趋势数控技术的应用给传统制造业带来了革命性的变化，使制造业逐渐成为工业化的重要标志，随着数控技术的不断发展，它对国家一些重要的民生行业，如 IT、轻工、医疗、汽车等行业的发展也发挥了重要的作用，因此这些行业所需装备的信息化也将成为现代化发展的大趋势。从用户需求上来看，立式加工中心的要求更加趋于多种小批量的生产，要求加工机械设备能够适应工序集中导致的生产加工变化。由于对产品制造和对生产体系的看法正在发生着根本性的转变，对此新生的生产体系对能形成柔性线的小型机种有一定需求。生产机床的厂家一边追求高速、高精度，另一边致力于如何使机型小型化及低成本化，因此，此类产品开发重点在于机体的小型化，适应形成柔性线体系化。从技术开发动向上来看，主要在提高主轴转速，进给速度，精密度，对应热变位，模块化等体现出来。其中，作为机床基础课题高速化研究也不断取得新的研究成果。1.3 课题研究内容毕业设计（论文）题目：V-6 型立式高速加工中心纵向进给机构设计,毕业设计（论文）工作内容（从专业知识的综合运用、论文框架的设计、文献资料的收集和应用、观点创新等方面详细说明）：本课题拟根据现代机械行业对高速钻铣加工的需求，针对 V-6 型高速加工中心的设计功能需求，开展纵向进给机构的设计工作。具备机械原理、机械制造技术基础、机械设计、互换性与公差测量、进行必要的设计计算和校核、结构设计。技术要求：X 轴工作台行程 600mm，X 轴快速进给 60m/min。具体工作内容：查阅与课题有关文献资料 20 篇以上，在分析 V-6 型高速立式加工中心设计功能要求基础上，研究其纵向进给机构总体设计方案，在收集整理消化和理解立式高速立式加工中心的结构原理基础上，进行课题文献综述，明确驱动机构相关指标参数， 进行课题总体设计研究，编写开题报告，纵向进给机构设计计算，对运动部件进行有关力的计算基础上，进行以下设计，伺服电机参数计算与选型，滚珠丝杠副的设计、计算、校核与选择，滚动导轨副的设计、计算、校核与选择，其它相关零件的选型及计算。加工中心底座的结构设计（底座、立柱、进给机构、工作台的结构设计），装配图和零件图绘制：折合 3 张 A1，用 CAD 绘图；设计说明书一份（1-1.5 万字，要求电脑打印，说明书组成包括，中外文摘要及关键词、目录、正文、主要参考文献，致谢和附录等，具体格式参照学院毕业设计(论文)工作管理规定）。第 2 章纵向进给机构总体方案设计2.1 总体设计方案为保证传动系统有一定的传动精度和平稳性以及结构的紧凑，采用滚珠丝杠螺母传动副。由于本次设计为高速立式加工中心且行程较大，所以采用两端固定支承的方式。为提高传动系统的刚度，消除间隙，采用有预加载荷的结构。由于工作台运动部件的自身重量和工作载荷不大，可选用滚动直线导轨副，从而减小运动部件与工作台的摩擦系数，提高了运动的平稳性，有效消除了低速无爬行的现象。根据主轴转速、快速进给速度及反应速度的要求，对电机选型。由于本课题是对立式加工中心纵向进给机构进行设计，而加工中心具有高速、响应速度快的特点，所以选用交流伺服电动机。考虑到结构的紧凑性，采用直连式传动。纵向进给机构原理图如图 2-1。图 2-1 纵向进给机构原理图2.2 纵向进给机构所需要的主要部件2.2.1 滚珠丝杠螺母副1、滚珠丝杠螺母副的结构滚珠丝杠螺母副具有启动无颤振、静摩擦因数与动摩擦因数几乎相等，低速运转时没有爬行现象，寿命长，精度高，可以消除间隙，提高系统刚度等优点。应用滚珠丝杠螺母副可以在很大程度上提高定位精度，进给系统的响应速度以及防止低速时爬行的现象产生。如图 2-2。图 2-2 丝杠螺母副结构图当螺母 1 和丝杠 3 装配在一起时形成了滚珠的螺旋滚道。回珠弯管 4 在螺母上， 将几圈螺旋滚道的两端连接起来，从而构成封闭循环滚道，滚珠 2 装在滚道内,当丝杠 3 旋转时，滚珠 2 在滚道内沿滚道循环转动和自转，因而迫使螺母（或丝杠）作轴向移动。如图 2-3。1图 23 丝杠螺母运动示意图1螺母；2滚珠；3丝杠；4回珠弯管2、滚珠丝杠螺母副轴向间隙调整螺母副轴向间隙指当螺母和丝杠没有相对转动时，螺母和丝杠之间最大的轴向窜动量。这个量是施加轴向载荷后，发生弹性形变所造成的窜动，运动结构本身间隙的叠加,要想完全消除轴向间隙比较困难，为尽可能消除间隙，通常采用双螺母结构预紧,一般有双螺母齿差调隙式,双螺母垫片调间隙式等。(1) 双螺母垫片调间隙式采用双螺母垫片可以修磨垫片的厚度，使左右两边的螺母产生轴向位移，从而产生预紧力，消除了轴向间隙。这种调整方法结构简单和装拆方便，但它需要多次修磨才能完全调整好，调整的精度也比不上齿差间隙式的调整精度。本设计采用滚珠丝杠传动，其启动时无颤振、静动摩擦因数几乎相等、低速运转时没有爬行现象， 寿命长、精度高，可以消除间隙、提高系统的刚度，可以很好地满足设计的要求。(2) 双螺母齿差调隙式采用的两个螺母两外齿轮分别与两端相应的内齿圈相啮合,在两端的螺母凸缘上加工两螺母的外齿轮，而且齿数相差为一。内齿圈紧固在螺母座上，预紧时,脱开内齿圈，两个螺母同向转过相同齿数，然后合上内齿圈。两个螺母变化相对的轴向位置,实现预紧力和间隙的调整。3、滚珠丝杠螺母副的支承方式高速立式加工中心进给系统有很高的传动刚度要求，除要加强滚珠丝杠螺母副自身刚度外，滚珠丝杠螺母副支承结构的刚度也要重视。可以增大螺母座与机床接触面积，从而提高螺母座局部刚度和接触刚度，螺母座也应有所加强，以降低受力后产生的变形。其中，此设计为高速立式加工中心，且行程为 600mm, 因此，采用两端固定支承方式，这样可以达到较高刚度要求。2.2.2 其它支撑组件1、轴承轴承在机械传动中起固定和减小载荷系数的作用。当其它机件在轴上发生相对运动时，可以降低动力传递过程中的摩擦系数和保持轴中心位置。轴承是当代机械设备中举足轻重的一种零部件，它主要是用来支撑机械旋转体，降低设备在传动中的载荷摩擦系数。按运动元件的摩擦性质不同来分，可分为滚动轴承与滑动轴承。这次设计中采用的是滚动轴承，背对背 60 0C 角接触推力球轴承。2、轴承座轴承座主要是用来支撑轴承的，使轴承的内圈转动，外圈保持不动，始终与传动的方向保持一致（比如电机运转方向），并且保持平衡。 这次设计中根据轴承可以选择型号为 FK30 的固定端轴承座。2.2.3 电动机MINAS A4 系列全数字化交流伺服系统，该系统响应速度快、精度高，是目前体积最小、重量最轻的交流伺服系统产品之一。系统具备的特点如下：自动调整高性能实时自动调整增益；根据负载惯量变化，从低刚性到高刚性都能自动调整增益；具备异常速度检测功能，能将运动过程中产生的异常速度调整到正常速度。高速高响应无论是易产生共振的传送带驱动机械，还是高刚性丝杠传动机械，都能用高性能的自动调整功能实现高速定位。低振动根据机械共振频率的不同可以自动调整限波滤波器频率；可以控制由共振频率变化和机械不稳定而发生的噪声；内置不同于自适应滤波器，具有两个独立通道的滤波器；内置两个通道振动抑制滤波器，能够抑制刚性较低的机械在启动和停止时产生的振动。2.2.4 滚动直线导轨导轨主要用来支撑和引导运动的部件，使其能够沿一定轨道运动。动导轨相对于支撑导轨运动，通常是直线运动，导轨是进给系统重要组成部分，是机床的基本结构要素。机床导轨的质量很大程度地影响着机床加工精度和使用寿命，数控机床对导轨基本要求有以下几个方面：(1) 酎磨性能好； (2)导向精度高；(3) 良好的摩擦特性； (4)工艺性能好；(5)足够的刚度。滚动导轨特别适用于运动灵敏及定位精度高的场合。所以，滚动导轨在数控机床上得到了较为广泛的应用。所以，此次设计采用滚动导轨。2.2.5 联轴器弹性元件的挠性联轴器具有有弹性元件，能够补偿两轴间的相对位移，并且具有缓冲减振的能力，弹性元件所储蓄的能量越多，联轴器缓冲能力相应越强，弹性滞后性能和弹性变形时零件间摩擦功也越大、则联轴器减振能力就会越好，因为机床运动会有较大的速度波动，短时间内的加速、减速，都会有较大冲击，且此立式加工中心为高速，故采用挠性联轴器。2.3 本章小结在本章中，完成了总体的设计方案的确定、工作台的设计、导轨的设计、滚珠丝杠的设计和其他零件设计，通过了对这章的整理，使我对立式高速加工中心有了更全面立体的认识，通过对各个零件的选择，对纵向进给系统机构有了更加全新的认识。第 3 章纵向进给机构详细设计3.1 基础转速、载荷计算本次设计是设计高速立式加工中心的 X 轴进给系统。首先，得了解高速立式加工中心的结构，确定方案。其次，选择滚珠丝杠、伺服电机、螺母、轴承和轴承座等零件， 来达到提高传动精度，减小加工误差的目的。本次设计的结果可以顺利达到设计任务的要求，完成 X 轴方向的运动。本次设计 V-6 型高速立式加工中心的主要参数见表 3.1。表 3.1 设计主要参数V-6 型高速立式加工中心的主要参数主轴转速1000rpm快速进给速度X=48m/min工作台行程X=600mmY=400mm工件及夹具最大重量300kg工作台重量320kg工作台尺寸70042071主轴马力5.5kw三轴切削进给速度110000mm/min工作台导轨的摩擦系数0.1静摩擦因素00.2定位精度20um/300mm全行程6um重复定位精度12um要求寿命1000 小时（单班制工作十年）3.2 滚珠丝杠副的选择设计计算3.2.1 切削力计算以100 端铣刀不对称逆铣为例分析受力F = PE ghm 103 (N )Zv（3-1）式中： FZ :铣刀的切向切削力，NPE ：主轴电机功率，kWv = p d n (m / min) 1000式中：hm ：机床主传动系统的传动功率 V:切削速度，m/mind:铣刀直径,mmn:主轴转速，r/min（3-2）已知PE =5.5kwhm =0.8铣刀切向铣削力 FZ 与工作台载荷 FL , FC 和 FV 间有一定的比值，见表 3.2表 3.2 铣削力与工作台载荷的比值铣削条件比值不对称逆铣端铣FL / FZ:0.6 : 0.9FC / FZ0.45 0.7FV / FZ0.5 0.55工况 1：取 n=1000r/min代入公式 3-1，3-2 得 v=3.8 m/min ，FZ = 1158NFL根据表 3.1，取 FZ =0.8FC = 0.6FZFV = 0.55FZ代入得FL =926N， FC =695N ， FV =637N工况 1：取 n=4000r/min代入公式 3-1，3-2 得 v=15.1 m/min ，FZ = 291NFL根据表 3.1，取 FZ =0.8FC = 0.6FZFV = 0.55FZ代入得FL =233N， FC =175N， FV =160N工况 1：取 n=10000r/min代入公式 3-1，3-2 得 v=37.7 m/min ，FZ = 117NFL根据表 3.1，取 FZ =0.8FC = 0.6FZFV = 0.55FZ代入得FL =94N， FC =70N ， FV =64N3.2.2 滚珠丝杠螺母副的选型表 3.3 工作台切削力，进给速度和时间的比例工作方式纵向切削力FC （N)垂直切削力FV (N)进给速度Vi （m、min）工作时间百分百%工况 1695637110工况 2175160530工况 370641050快速进给0048101、初算导程 PhPh vmax nmax（mm)(3-3)式中： vmax ：滚珠丝杠副最大移动速度（mm/min) nmax : 滚珠丝杠副最大相对速度（r/min)由表知v = 48m / min假设电机工作转速为 n=2500r/min代入得Ph =19查机械设计手册表 12-1-15 取 Ph =20 当量转速nm 计算：各种工作方式下，丝杠转速nini =vi (r / min)ph（3-4）由表 3.1 知v1 =1v2 = 5v3 = 10v4 = 48代入得n1 = 50n2 = 250n3 = 500n4 = 24002、当量转速nm 计算：n= n1t1 + n2t2 + n3t3 + n4t4mt + t + t + t将对应的数据代入上式得3、当量载荷 Fm 计算1234nm = 570r / min（3-5）各种工作方式下，丝杠的轴向载荷 Fi由以上计算知Fi = FLi + FCi + m(w1 + w2 + FVi )FCi （i=1,2,3,4)分别为 695N，175N，70N，0（3-6）FVi （i=1,2,3,4)分别为 637N, 160N, 64N, 0FLi （i=1,2,3,4)分别为 926N, 233N, 94N, 320N已知w1 = 3200Nw2 = 3000NFi （i=1,2,3,4)分别为 2305N, 1044N, 790N, 940N3Fm =（3-7）式中： F1 , F2 .：轴向变载荷，Nn1 ， n2 . ：对应 F1 , F2 .时的转速，r/mint1 ,t2 . : 对应 F1 , F2 .时的时间，h将对应的数据代入上式得4、计算额定动载荷CamFm =937NC = f F (60n L )1/3 / (100 f f )amw mm ha c式中： fa ：精度系数，表 3.3 fc ：可靠性系数，表 3.4fw ：载荷性质系数，表 3.5 Lh ：预期工作寿命（3-8）表 3.4 精度系数 fa精度等级12345710fa1.00.90.80.7表 3.5 可靠性系 fc可靠性/%909596979899fc10.620.530.440.330.21表 3.6 载荷性质系数 fw载荷性质无冲击（很平稳）轻微冲击有冲击或震动fw11.21.21.51.52取 fa =1.0， fc =0.53， fw =1.2 已知 Lh =10000h代入数据得Cam =14.8kNCf F式中：am =fe ：预载荷系数，表 3.6Fmax ：最大轴向载荷，Ne max(3-9)f表 3.7 预载荷系数e预载荷系数轻载荷中载荷重载荷fe6.74.53.4b0.050.10.15取 fe =4.5代入数据得Cam =10.37kN选CamCCamC 中较大者为预期值Cam得am =am =14.8kN5、估算滚珠丝杠允许最大轴向变形dmdm =dm =11()4 3 重复定位精度=4um11()5 4 定位精度=1.5um取dm 与dm 中较小者为dm 值 所以dm =dm =1.5um6、估算丝杠底径d2md2m = a（3-10）式中：a：支撑方式系数，两端固定时取 0.039F0 ：导轨静摩擦力，NL:滚珠丝杠两轴承支点间的距离，常取 1.1 行程+（10-14） ph ，mm式中:F0 = m0W1m0 ：导轨静摩擦因数(3-11)已知： m0 =0.2行程=600mmW1 =3000代入数据得F0 =600，L=900mm,d2m =24.2mm表 3.8 支承方式系数 a、 k2 、f支承方式一端固定、一端自由一端固定、一端铰支两端铰支两端固定a0.0780.039k20.025214f3.415.19.721.97、确定滚珠丝杠规格代号由计算出的 导程 Ph =20mm,额定动载荷Cam =14.8kN，丝杠底径d2m =24.2mm，在山东理工精密机械有限公司生产的滚珠丝杠样本中选取规格代号为 D-CZM4020-1.5 的滚珠丝杠副Ph =20mm, Cam =15kN Cam =14.8kN, C0a =38kN, d0 =40mm, d2 =33.2mm d2m =24.2mm。图 31 滚珠丝杠副结构图螺母安装尺寸：D1=85mm, L=96mm，B=20mm。由螺母安装尺寸及下表可选螺母座型号为 NH50D。图 32 螺母座结构图螺母座尺寸螺母座安装尺寸 D1=94.4mm，L=100mm。8、确定滚珠丝杠副预紧力 FpF1 Fp = 3max（3-12）其中 Fmax =2305N,代入数据得 Fp =768N。9、确定行程补偿值与预拉力（1） 行程补偿值：C=11.8Dtlu*10-3（3-13）式中：有效行程lu =行程+（8 14） ph =600+(8 14)20830（3-14）Dt :温差，取 2.5 oC代入数据得:C=11.82.583010-3 =24 mm（2） 预拉伸力2tF = 1.95Dtd 2（3-15）代入数据得：Ft =1.952.5 33.22 =5373N10、选择轴承（1)轴承所承受的最大轴向载荷FB max = Ft + Fmax =5373+2305=7678N（3-16）（2） 轴承类型选择两端固定的支承方式，选背对背 60 o 角接触推力球轴承（3） 轴承内径 dd 略小于d2 =33.2mm，取 d=30mmF= 1 F1BP3 Bm max = 3 7678=2559N（3-17）(4) 轴承预紧力：预力负荷 FBP在山东华准机械有限公司生产的轴承座样本中选取，使用 FK-TAC 型高负荷轴承座，使用专用轴承60o 角接触滚珠丝杠，安装及外形尺寸与 FK 系列产品相同，相对于 FK 系列，FK-AC 系列有更高的刚性，同时承载能力也会大大提高，产品编号为HZM0086TAC,选择FK-TAC 型固定端轴承座，其型号为FK30-TAC。轴承型7602030-TVP，内径 d=30mm,预加载荷Ca =2600N FBP =2559N,轴承内径为 30mm，外径为 62mm,厚度为 16mm(单列）。图 33 轴承座结构图图 34 滚珠丝杠副工作图设计表 3.9 公称导程与余程的对应关系单位： mm公称导程456810121620余程（ Le ）162024324045506011、滚珠丝杠副工作图设计（1）有效行程 LuLu =螺母长度 B+螺母座长度+行程=20+90+600=710mm (2)丝杠螺纹长度 LsLs = Lu + 2Le =710+260=830（3-18）(3) 两端固定支承距离 L1L1 =螺纹长度+轴承厚度+行程余量=830+45 2+200=1120mm(4) 丝杠全长 LL= L1 +超程+动力输入连接长度=1120+342+38=1226mm(5) 行程起始点离固定支承距离 L0 =30mm12、验算传动系统刚度（1）丝杠的抗压刚度1)丝杠的最小抗压刚度d2 ：丝杠底径l1 ：固定支程距离2d2Ks min = 6.6 * 2 *10l1（3-19）代入数据得33.22 Ks min =6.6 1120102=650N / mm2）丝杠的最大抗压刚度Ks max = 6.6 *33.22 1120d 2 * l214l0 (l1 - l0 )2（3-20）代入数据得Ks max = 6.6 4 30 (1120 - 30) *10=6229N / mm（2）支承轴承组合刚度K3= 4.68 *d z2 Fsin5 b由下表可得B 0da max（3-21）dd ：滚珠直径 mm Z：滚珠数Fa max ：最大轴向工作载荷 Nb：轴承接触角由上表得:7602030TVP 轴承 Fa max 是预加载荷的 3 倍dd =6.35mm, Z=8, Fa max =26003=7800N代入数据得： KB 0 =4.68 3Kb = 2KB 0Kb =2545=1090=545 N / mmN / mm（3-22)表 3.10 系统刚度计算有关参数N / um轴承类型KBKB 0b 轴承接触角4.683 d Fsin5 Bd a max角接触球轴承2.343 d Z 3 F sin5 BdaZ 滚珠数d2 丝杠螺纹小径，mm Lr 滚子推力球轴承1.953 d Z 2 Fda3.93 d Z 2 Fda max有效长度，mm推力圆柱滚子轴承7.8Lr0.8 Z 0.9 Fa0.115.6Lr0.8 Z 0.9 F0.1a maxdd 滚子体直KbKs支承形式径，mm一端固定一端自由Kb = KB 0d 2165 2 luFa 轴向工作一端固定一端铰支Kb = KB 0载荷，N预紧 Kb = KB 0d 2660 2 luFa max 最大轴两端铰支未预紧 Kb = KB向工作载荷，N两端固定Kb = 2KB 0lu 滚珠丝杠有效行程，mm滚珠丝杠副滚珠和滚道的接触刚度F1KC = KC ( P )30.1CaKC ：滚珠丝杠的刚度，查表 KC = 2150 N / mm ；FP =768NCa=1500N（3-23）7681代入数据得KC = 2150 ()3 0.11500=3706N / mm13、刚度验算及精度选择（1）1Kmin=1Ks min+ 1 + 1KbKc（3-24）1= 1 +1+1代入前面的计算数据得： Kmin65010903706Kmin =370 N / mm1Kmax=1Ks max+ 1 + 1KbKc（3-25）1=1+1+1代入前面的计算数据得： Kmax622910903706Kmax =769 N / mm（2）验算传动系统刚度F0 = m0 w2已知： m0 =0.2， w2 =3000N，得 F0 =600NKmin =1.6F0/反向差值（3-26）Kmin =37080所以系统刚度合格。传动系统刚度变化引起的定位误差k0d = F ( 1-1 )KminKmax（3-27）代入上面计算数据得：dk =0.84 mm14、确定精度表 3.11 任意 300mm 行程内变动量（ V300p）精度等级12345v300 p68121623v300 p 0.8定位精度-dk ，定位精度为 20 mm /300mm， v300 p 15.16 mm ,丝杠精度取 为 3 级， v300 p =12 mm nmax =2500r/min所以滚珠丝杠副极限转速合格。3.3 电动机的选型计算3.3.1 交流伺服电动机容量的选择原则伺服电动机主要用于位置和速度控制系统中，其动力的选择除了考虑电动机的功率与扭矩参数外，还要考虑系统的转动惯量匹配问题，一般选择伺服电动机，主要考虑以下两个方面：1、负载转矩；2、负载转动惯量；交流伺服电动机可以按以下三方面来选择：（1）电动机的最高转速首先依据是机床等被驱动部件快速行程的速度。快速行程的电动机转速需严格控制在电动机的额定转速之内。(2)动惯量匹配转量负载惯量很大程度上的影响着电动机的控制特性和快速移动的加速和减速间。如果负载转动惯量在电机惯量的 3 倍以上，则电动机的控制特性就会降低，如果在5 倍以上，则电机的可操控性就会大大降低；反之，负载转动惯量如果小于或等于电动机的惯量时，上述问题则不会出现。为保证系统的反应灵敏性和系统的稳定性， 负载惯量 JL 应限制在 35 倍的电动机惯量 JM 之内，即：JL1 JM(35)(3-29)转动惯量的计算方法及常见传动机构的转动惯量换算公式，见下表。（3）空载转矩不进行切削时电机所承受的扭矩即为空载扭矩，主要包括机械摩擦及重力的作用力矩，通常空载的扭矩不超过伺服电机堵转扭矩的 30%。若空载扭矩与堵转扭矩相同，则在计算均方根值时，整个加工过程中的平均扭矩值会超过电机的额定扭矩。在无配重重力轴电机的使用中，如果加工中仅存在向下的切削情况，此时，重力可提供部分的切削力。此时，空载扭矩最高可达到伺服电机堵转扭矩的 70%。堵转扭矩的标准，请根据机床的实际特点以及实际机械的结构进行衡量，根据调试经验，建议连续负载的扭矩在电机堵转扭矩的 30%以内。负载转矩在正常工作状态下，负载转矩Tms 应在电动机额定转矩TMS 的 80%90%。根据系统的减速比和电动机轴的负载转矩及转速，可以初选电动机。功率 PZ ：PZ =TLn9535.4h(3-30)其中： TL -对电动机轴换算的负载转矩， N / m ；n -伺服电机额定转速， r / min ；h-传动系统的总功率。3.3.2 交流伺服电动机的选择计算伺服电动机驱动工作台移动重物，如图 3-3 所示。丝杠螺距 p =20mm，输送质量W = W1 + W2 = (320+300 )kg=620kg，推力 0kg。图 28 机床运动示意图1、最大移动速度 v由 于 采 用 直 接 传 动 ， 减 速 比v = 48m / min = 800mm / s 。2、负载惯性矩 JLi = 1， 工 作 台 的 最 大 移 动 速 度 为首先计算丝杠折算到电动机轴的负载惯性矩 J1 ，已知丝杠的直径d0 =40mm，长度l = 1226mmpgld 4 23.14 7.0 104122640J1 =i ()4 12232g=32 1010001000=2.0110-3 kg.m（3-31）移动部分折算到电动机轴的负载惯性矩 J2 为:J = W ( 1 p )2 12620 (1 20)2 1222p1000=2 3.14 1000=6.2810-3 kg.m2（3-32）表 3.12 典型物体的转动惯量和飞轮矩计算公式名称形状尺寸转动惯量J / kg m2飞轮转矩GD / N m2g-材料的比重，取7.0kg/ cm2d 圆柱体直径，mL圆柱体长度，mm 圆柱体质量，kgg 重力加速度，m / s2实心圆柱体md 4plgd 4J =2mgd 2GD =2= gpld 48832g空心圆柱体m(d 2 - d 2 )J = 12 8= pgl(d 2 - d 2 ) 12 32gGD2 =mg(d 2 - d 2122= pgl(d 2 - d 2 ) 12 8实心圆锥体2J = 3md4GD2 = 3 mgd 210表 3.13 常见传动机构折算到电动机轴上的负载惯量及负载转矩计算公式名称示意图折算到电动机轴上的负载惯量J / kg m2d折算到电动机轴上的负载转矩TL / N mW 可动部分总质量，kgJ= J+ i2 (J+ J) + W (p )2 T = mWg + Fg 重力加速度，m / s2丝杠传动d22p L2phJ1 、 J2 、 Js 小齿轮、大齿轮、丝杠的转动惯量，kg / m2， p 丝杠螺距，m ， m摩擦因数， i 丝杠到电机的减速比， F 轴向荷重，N，h进给传动系统的总效率总转性矩 JL 为：JL = J1 + J2 =2.0110-3 +6.2810-3 =8.2910-3 kg.m23、换算到电动机轴端的负载转矩TL（3-33）工作台导轨移动摩擦因数m= 0.1，机械效率h=0.8，根据上表的计算公式，对电动机换算的负载转矩TL 为：T = mW 9.81+ F P i = 0.1 620 9.81+ 0 20 1L2ph10002 3.14 0.81000=2.42 N m（3-34）4、电机容量的选择T TL= 2.42e0.9J0.9 =2.69 N m8.29 10-3（3-35）JM L =33=2.7610-3 kg.m2（3-36）选电动机的转速为 3000 r / minPZ TLn=9535.4h0.95KW（3-37）查表可得到符合条件的系列伺服电动机 MDMA-35，额定输出功率 3KW，适配驱动器型号为 MFDDTA390 。（TAC = 50 N m ）pe = 3KW ； JM= 35.9 10-4 kg/m ； Te =16.6 N m ；3.4 导轨的选型计算3.4.1 导轨的设计程序及内容根据机器的工作条件、性能性能及精度要求，可选择导轨的结构类型及截面形状。进行导轨的力学计算，确定导轨的结构尺寸，导轨副的间隙、公差和加工精度。选择导轨材料、摩擦面硬度、表面精加工及热处理方法。选择导轨的预紧载荷， 设计预紧载荷的加载方式。确定导轨面磨损后的补偿方式。选择导轨的润滑方式， 设计导轨副的润滑系统和防护装置。导轨要求为导向精度、刚度高、机构工艺性好、具有良好的润滑和防护装置。3.4.2 滚动导轨的寿命计算滚动元件与滚道的疲劳点蚀与塑性变形是滚动导轨的主要失效形式，计算准则为寿命（动载荷）计算和静载荷计算。滚动体循环装置的失效主要正确的制造、安装与使用维护来避免。额定寿命计算直线滚动导轨额定寿命的计算与滚动轴承基本相同。L = ( fh ft fc fa C )3 50滚动体为球时fwP（3-38）L = ( fh ft fc fa C10) 3 100滚动体为滚子时fwP（3-39）式中：L ：额定寿命，指一组同样的直线运动的滚动导轨，在相同运行条件下， 其数量的 90%不发生疲劳时达到的总运行距离，km；C ：基本额定动载荷，指垂直于运动方向且大小不变地作用于一组同样的直线运动滚动导轨上使额定寿命为 L=50km（对球形滚动体） L=100km （对滚子形滚动体）时的载荷，KN 或 N m ； P：当量载荷， P = FC , KN 或 N m ；fh ：硬度系数， fh = 滚道实际硬度（HRC)/58 3.6 ,由于产品技术要求规定滚道硬度不得低于 58HCR。故通常可取 fh =1ft ：温度系数； fc ：接触系数； fa ：精度系数； fw ：载荷系数。表 3.14 温度系数0C工作温度/ 100 100150 150200 200250ft11 : 0.900.90 0.730.73 0.60表 3.15 接触系数每根导轨上滑块数12345fc1.000.810.720.660.61表 3.16 精度系数精度等级2345fa1.01.00.90.9表 3.17 载荷系数工作条件fw无外部冲击或振动的低速运动的场合，速度小于 15m / min11.5无明显冲击或振动的中速运动的场合，速度为 1560m / min1.52有外部冲击或振动的高速运动的场合，速度大于 60m / min23.5所以取 fh =1， ft =1， fc =0.81， fa =1.0， fw =1.8代入数据得11 0.811.0L = (1.8C )3 P 50L 11.8 PC = ()3 500.81（3-40）寿命时间的计算当行程长度一定，以 h 为单位的额定寿命为:L 1038.3LLh = 2 L n 60 L n式中： Lh 寿命时间，h； L 额定寿命，km； La 行程长度，m；nz 每分钟往复次数。a za z（3-41）滚动直线导轨副支承系统水平安装，一根导轨选用两个滑块，工作台W1 =320kg, 承受载荷 P =300kg,有效行程 La =0.76m,，每分钟往复次数nz =8 运行条件为无明显冲击和振动，目标寿命时间为 Lh =10000h。aZh代入数据得 L = L n L 60 2 10-3 = 0.76 810000 60 2 10-3 =7296kmp = p = p = p= (W1 + P) 10四个滑块的载荷：12344=1550N（3-42）7269 11.81550代入数据得C ()3 500.81C0 S=14.7KNP0滚动导轨静载能力计算0式中：C0 ：额定静载荷 KN，指直线运动滚动部件中承受最大接触应力的滚动体与滚道的塑性变形之和为滚动体直径 1/10000 时的载荷，C0 见各导轨副的尺寸参数表；P0 ：滚动功能部件在垂直运动方向上所受的最大静载荷，KN；S0 ：静载荷安全系数，考虑启动与停止时惯性力对 P0 的影响，其值见下表表 3.18 静载荷安全系数 S0运动条件载荷条件S0 的下限冲击小，导轨挠曲变形小时1.01.3不经常运动情况有冲击，扭曲载荷作用时2.03.0普通载荷，导轨挠曲变形小时1.01.5普通运动情况有冲击、扭曲载荷作用时2.55.0所以可以在南京哈宁轴承制造有限公司选择滚动直线导轨副的滚动直线导轨副规格代号 GBB25AA 的滚动直线导轨副，其额定动载荷值为：17.7KN，额定静载荷值为，22.6KN，符合要求。3.5 其他组件设计1、联轴器的选型选用滑块联轴器，滑块联轴器与柿子滑块联轴器的结构相似。但是，两边半联轴器上的的沟槽很宽，并把中间盘改为两面不带凸牙的方形滑块，且通常用夹布胶木制成。滑块联轴器具有结构简单，尺寸紧凑，适用于小功率，高转速。2、机床工作台的设计因为工作台行程为 X=600mm，所以可以选择工作太尺寸为，长 700mm,宽 420mm。3.6 本章小结通过这一章节的设计，使我对高速立式加工中心纵向进给系统的整体结构有了清晰的了解。高速立式加工中心纵向进给系统包括很多零件，如滚珠丝杠、螺母、轴承、轴承座等等。选择相应丝杠螺母和支承组件，确定其传动连接方式，从而能进一步选择相应的联轴器。对交流伺服电机和滚动直线导轨进行了简单的计算选型， 最后对工作台进行了设计。第 4 章总结与展望4.1 总结本次毕业设计中，在指导老师XXX给我们的相关数控加工中心的资料和在网络上，图书馆中搜集的相关高速立式加工中心的数据，对立式加工中心的发展现状和发展趋势有了更进一步的了解。同时，对立式加工中心的相关构件的设计计算及选型有了更加深刻的理解。在这一过程中，我学到了很多新的知识，对立式加工中心整体结构及工作原理有了突破性的认识，对纵向进给机构更是有了更深入研究。本设计主要是针对立式加工中心纵向进给机构进行的，纵向进给机构是立式加工中心进给系统之一，因此，有较高定位精度及重复定位精度的要求。本次设计是根据立式加工中心的主轴旋转速度、进行了滚珠丝杠的选型计算， 伺服电机的选型计算，导轨快速进给速度、工作台行程、最大负载、切削进给速度、主轴马力以及精度要求的计算及选型，联轴器的选择。最后，进行装配图以及相关零件图的绘制。4.2 展望近年来，国产加工中心产量逐年增长，新世纪以来，国产加工中心的产量更是在呈直线上升趋势，尽管如此，国产加工中心的产量仍然不能满足国内市场的发展需求。生产量和需求量的差距也变的越来越大，每年都需要从国外进口大量的先进加工中心来满足国内的发展需求，这种局面也让我们明白，大量的加工中心和制造业的水平的提高将成为国民经济快速发展的重要条件。另外一方面，国产加工中心和国外先进加工中心相比还有很大的差距，这是影响国产加工中心市场竞争力的主要因素。因此，了解分析这些差距，然后不断从差距中学习经验并找到对策，对坚定我国加工中心未来的主攻方向，促进我国数控加工中心产业的发展十分必要。当代机械产品正向着高精度、高自动化和高可靠性的方向发展，拥有机电结合及多学科技术联合特点，纯机械产品越来越少，而且更新换代速度较快，对这些要求，数控技术需要起到保证作用。当前，机械产品在国内外市场是否具有竞争力、很大程度取决于数空技术的推广与应用。因此，大力推广发展数控技术，用数控技术改造传统制造工业，有着划时代的意义。致谢时间飞逝，眼看我们就要毕业了，四年的大学生活也要结束了，我们也即将离大学校园，离开这个我们生活了四年的地方。经过四个月的忙碌，毕业设计的说明书和图纸部分的编写已经完成，在这次的毕业设计的过程中，我们对
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