天津职业技术示范大学立式数控铣床Y轴说明书

1、天津职业技术师范大学 课程设计说明书 立式数控铣床工作台（Y轴）设计院 （系） 机械工程学院 专 业 机电技术教育 班 级 机电1313 学 生 沈志勇 指导老师 刘朝华 2016 年 1 月 15 日 1 目 录第一章 前言2第二章 概述3第三章 设计主要步骤33.1 设计计算33.2 滚珠丝杠螺母副的承载能力校验93.3 计算机械传动系统的刚度103.4 驱动电动机的选型与计算123.5机械传动系统的动态分析153.6机械传动系统的误差与分析计算153.7确定滚珠丝杠螺母副的精度等级和型号规格16第四章 工作台部件装配图17参考文献17致谢17第一章 前言当今世界数控技术及装备发展的趋势及

2、我国数控装备技术发展和产业化的现状 在我国对外开放进一步深化的新环境下 ,发展我国数控技术及装备、提高我国制造业信息化水平和国际竞争能力的重要性 ,并从战略和策略两个层面提出了发展我国数控技术及装备的几点看法。装备工业的技术水平和现代化程度决定着整个国民经济的水平和现代化程度 ,数控技术及装备是发展新兴高新技术产业和尖端工业的使能技术和最基本的装备 ,又是当今先进制造技术和装备最核心的技术。数控技术是用数字信息对机械运动和工作过程进行控制的技术 ,而数控装备是以数控技术为代表的新技术对传统制造产业和新兴制造业的渗透形成的机电一体化产品 ,其技术范围覆盖很多领域。 数控机床课程设计是一个重要的时

3、间性教学环节，要求学生综合的运用所学的理论知识，独立进行的设计训练，主要目的：1、通过设计，使学生全面地、系统地了解和掌握数控机床的基本组成及其想关知识，学习总体的方案拟定、分析与比较的方法。2、通过对机械系统的设计，掌握几种典型传动元件与导向元件的工作原理、设计计算及选用的方式3、通过对机械系统的设计，掌握常用伺服电机的工作原理、计算控制方法与控制驱动方式4、培养学生独立分析问题和解决问题的能力，学习并树立“系统设计”的思想5、锻炼提高学生应用手册和标准、查阅文献资料及撰写科技论文的能力第二章 概述1.技术要求工作台、工件和夹具的总质量(所受的重力7800N)，其中，工作台的质量(所受的重力

4、4900N)；工作台的最大行程；工作台快速移动速度；工作台采用贴塑导轨，导轨的动摩擦系数=0.15,静摩擦系数=0.2；工作台的定位精度为35，重复定位精度为25；机床的工作寿命为20 000 h(即工作时间为10年)。对滚珠丝杠螺母副采用预紧措施，并对滚珠丝杠进行预拉伸。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强力切削，铣刀直径D125 mm，主轴转速，切削状况如下表所示。 切削方式 进给速度(mmin) 时间比例() 备 注 强力切削 06 10 主电动机满功率条件下切削 一般切削 08 30 粗加工 精加工切削 1 50 精加工 快速进给 15 10 空载条件下工作台快速进

5、给2.总体设计方案为了满足以上技术要求,采取以下技术方案。(1) 工作台工作面尺寸(宽度×长度)确定为 400 mm×1 200 mm。(2) 工作台的导轨采用矩形导轨,在与之相配的动导轨滑动面上贴聚四氟乙烯(PT-FE)导轨板。 同时采用斜镶条消除导轨导向面的间隙,在背板上通过设计偏心轮结构来消除导轨背面与背板的间隙,并在与工作台导轨相接触的斜镶条接触面上和背板接触面上贴塑。(3) 对滚珠丝杠螺母副采用预紧措施,并对滚珠丝杠进行预拉伸。(4) 采用伺服电动机驱动。(5) 采用膜片弹性联轴器将伺服电动机与滚珠丝杠直连。第三章 主要设计步骤2.1设计计算1. 主切削力及其切削

6、分力计算(1) 计算主切削力。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 D = 125mm)时,主轴具有最大扭矩,并能传递主电动机的全部功率。 此时,铣刀的切削速度为:若主传动链的机械效率 =0. 8,按式(2-6)可计算主切削力:(2) 计算各切削分力。根据表 2-1 可得工作台纵向切削力 、横向切削力 和垂向切削力 分别为= 0.4= 0.4 × 2841.53 N = 1136.61 N= 0.95= 0.95 × 2841.53 N = 2699.45 N= 0.55= 0.55 × 2841.53 N = 1562.84 N2.

7、导轨的设计计算(1) 按式(2-8a)计算在切削状态下的导轨摩擦力 。 此时,导轨动摩擦系数= 0.15,查表2-3得镶条紧固力 g=1500 N则、=（W+g+）N =0.15×（7800+1500+2699.45+1562.84）N = 2034.34 N(2) 按式(2-9a)计算在不切削状态下的导轨摩擦力 0和导轨静摩擦力 F0。 0= (W + g) = 0.15 × (7800 + 1500) N = 1395 N F0 = 0(W + g) = 0.2 × (7800 + 1500) N = 1860 N3.滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算(1)按式(

8、2-10a)计算最大轴向负载力 。= + = (1136.61 + 2034.34) N = 3170.95 N(2) 按式(2-11a)计算最小轴向负载力 。= F0= 1395 N4.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根据已知条件,取电动机的最高转速 =1500 r/min,则由式(2-16)得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。将强力切削时的轴向载荷定为最大轴向载荷 ,快速移动和钻镗定位时的轴向载荷定为最小轴向载荷 。 一般切削(粗加工)和精细切削(精加工)时,滚珠丝杠螺母副的轴向载荷 、分别可按下式计算:= +

9、20%,= + 5%并将计算结果填入表 4-2。表 4-2数控铣床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3170.95v1=0.610F1=Famax一般切削2029.19v2=0.830F2=Famin+ 20%Famax精加工切削1553.55v3=150F3= Famin+ 5%Famax快速进给1395v4=1510F4=Famin(2) 计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速。(3) 按式(2-17)计算滚珠丝杠螺母副的平均转速 。 =(4) 按式(2-18)计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷 。3) 确定滚珠丝杠预期的额定动载荷(1) 按

10、预定工作时间估算。 查表 2-28 得载荷性质系数 w=1. 3。 已知初步选择的滚珠丝杠的精度等级为2 级,查表2-29 得精度系数 a=1,查表2-30 得可靠性系数 c=0. 44,则由式(2-19)得 (2) 因对滚珠丝杠螺母副将实施预紧,所以可按式(2-21)估算最大轴向载荷。 查表2-31得预加载荷系数 e=4.5,则(3) 确定滚珠丝杠预期的额定动载荷 。取以上两种结果的最大值,即 =31477.53 N。4) 按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径(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。已知工作台的定位精度为35,重复定位精度为25,根据式

11、(2-23)、式（2-24）以及定位精度和重复定位精度的要求,得取上述计算结果的较小值,即 max=7 m。(2) 估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径。本机床工作台(Y轴)滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用两端固定方式。滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为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. 2 1. 4) 行程 + (25 30)取 L= 1. 4 × 行程 + 30 = (1. 4 × 600 + 30 × 13) mm = 1143 mm又=1395N,由式(2-26)得5)

12、 初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号根据计算所得的 、,初步选择 FFZD 型内循环垫片预紧螺母式滚珠丝杠螺母副 FFZD4010-5(见本书附录 A 表 A-3),其公称直径、基本导程 、额定动载荷和丝杠底径如下= 40 mm,= 13 mm= 46500 N >= 31477.53 N= 34. 3 mm > = 18.59 mm故满足式(2-27)的要求。6) 由式(2-29)确定滚珠丝杠螺母副的预紧力 7) 计算滚珠丝杠螺母副的目标行程补偿值与预拉伸力(1) 按式(2-31)计算目标行程补偿值 。已知温度变化值 t=2 ,丝杠的线膨胀系数 =11×10-6m / ,

13、滚珠丝杠螺母副的有效行程= 工作台行程 + 安全行程 + 2 × 余程 + 螺母长度 = (600 + 100 + 2 × 20 + 146) mm = 886 mm故 = 11t× 10-6= 11 × 2 × 886 × 10-6mm = 0. 02 mm(2) 按式(2-32)计算滚珠丝杠的预拉伸力 。已知滚珠丝杠螺纹底径 =34.3 mm,滚珠丝杠的温升变化值 t=2 ,则= 1.81t= 1.81 × 2 × 34.32 N = 4258.89 N8) 确定滚珠丝杠螺母副支承用轴承的规格型号(1) 按式(

14、2-33)计算轴承所承受的最大轴向载荷 。(2) 计算轴承的预紧力 。(3) 计算轴承的当量轴向载荷 。(4) 按式(2-15)计算轴承的基本额定动载荷 C。已知轴承的工作转速 n = = 280 r/ min,轴承所承受的当量轴向载荷 =3942.12 N,轴承的基本额定寿命 L=20 000 h。 轴承的径向载荷和轴向载荷 分别为因为,所以查表 2-25 得,径向系数 X=1.9,轴向系数 Y=0.54,故(5) 确定轴承的规格型号。因为滚珠丝杠螺母副拟采取预拉伸措施,所以选用 60°角接触球轴承组背对背安装,以组成滚珠丝杠两端固定的支承形式。由于滚珠丝杠的螺纹底径为34.3mm

15、,所以选择轴承的内径 d为30mm,以满足滚珠丝杠结构的需要。 在滚珠丝杠的两个固定端均选择国产 60°角接触球轴承两件一组背对背安装,组成滚珠丝杠的两端固定支承方式。轴承的型号为 760306TNI/ P4DFB,尺寸(内径×外径×宽度)为 30 mm×72 mm×19 mm,选用脂润滑。该轴承的预载荷能力 为 2900 N,大于计算所得的轴承预紧力 = 1948.12 N。并在油滑状态下的极限转速为3100 r/ min,高于滚珠丝杠的最高转速 =2000r/ min,故满足要求。该轴承的额定动载荷为 C=34500 N,而该轴承在 200

16、00 h工作寿命下的基本额定动载荷 C=34372.10 N,也满足要求。3.2滚珠丝杠螺母副的承载能力校验1.滚珠丝杠螺母副临界压缩载荷的校验本工作台的滚珠丝杠支承方式采用预拉伸结构，丝杠始终受拉而不受压。因此，不存在压杆不稳定问题。2.滚珠丝杠螺母副临界转速nc的校验根据图4-1可得滚珠丝杠螺母副临界转速的计算长度L2=837.5mm。已知弹性模量E=2.1×105MPa，材料密度，重力加速度g=9.8×103mm/s2，安全系数K1=0.8。由表2-44得=4.73。滚珠丝杠的最小惯性为滚珠丝杠的最小截面积为故可由式（2-36）得本工作台滚珠丝杜螺母副的最高转速为15

17、00r/min，远远小于其临界转速，故满足要求。3.滾珠丝杠螺母副额定寿命的校验滚珠丝杠螺母副的寿命，主要惩指疲劳寿命。它是指一批尺寸、规格、精度相同的滚珠丝杠在相同的条件下回转时，其中90%不发生疲劳剥落的情况下运转的总转速。盘附录A表A-3得滚珠丝村额定动载荷=46500N,运转条件系数=1.2,滾珠丝杠的轴向载荷3170.95 N,滚珠丝杠螺母副转速，故由式(2-37)、式(2-38)得一般来讲，在设计数控机床时,应保证滾珠丝杠螺母副的总时间寿命，故满足要求。3.3计算机械传动系统刚度1. 机械传动系统的刚度计算(1) 计算滚珠丝杠的拉压刚度 。本工作台的丝杠支承方式为两端固定,由图 4

18、-1 可知,当滚珠丝杠的螺母中心位于滚珠丝杠两支承的中心位置(a=L/2,L=1075 mm)时,滚珠丝杠螺母副具有最小拉压刚度,可按式(2-45a)计算:当 a=837.5 mm 或 a=237.5 mm 时(即滚珠丝杠的螺母中心位于行程的两端位置时),滚珠丝杠螺母副具有最大拉压刚度,可按式(2-45b)计算:(2) 计算滚珠丝杠螺母副支承轴承的刚度 Kb。已知轴承接触角 =60°,滚动体直径 =7. 144 mm,滚动体个数 Z=17,轴承的最大轴向工作载荷=5844.37 N,由表 2-45、表 2-46 得(3) 计算滚珠与滚道的接触刚度 Kc。查附录 A 表 A-3 得滚珠

19、与滚道的接触刚度K =1585 N/m,额定动载荷Ca=46500 N,滚珠丝杠上所承受的最大轴向载荷 =3170.95 N,故由式(2-46b)得(4) 计算进给传动系统的综合拉压刚度 K。由式(2-47a)得进给传动系统的综合拉压刚度的最大值为故=442.05 N/m。由式(2-47b)得进给传动系统的综合拉压刚度的最小值为故=371.27 N/m。2.滾珠丝杠螺母副的扭转刚度计算由图4-1可知，扭矩作用点之间的距离=945.5mm。已知剪切模量G=8.1×104MPa，滚珠丝杠的底径=34.3×10-3m。由式(2-48)得3.4 驱动电机的选型与计算1.计算折算到电

20、动机轴上的负载惯量(1)计算滚珠丝杜的转动惯量。已知滚珠丝杠的密度=7.8×10-3 kg/cm3，由式（2-63 )得(2)计算联轴器的转动惯量。(3)计算折算到电动机轴上的移动部件的转动惯量。巳知机床执行部件（即工作台、工件和夹具）的总质量 m = 800 kg，电动机每转一圏，机床执行部件在轴向移动的距离L= 1 cm,则由式(2-65)得(4)由式(2-66)计算加在电动机轴上总的负载转动惯量。2.计算折算到电动机轴上的负载力矩(1)计算切削负载力矩。已知在切削状态下坐标轴的轴向负载力= 3170.95 N，电动机每转一圈，机床执行部件在轴向移动的距离L = 10 mm =

21、0.01 m，进给传动系统的总效率= 0. 90,由式(2-54)得(2)计算摩擦负载力矩。已知在不切削状态下坐标轴的轴向负载力（即为空载时的导轨摩擦力）= 1395 N ，由式(2-55)得(3) 计算由滚珠丝杠的预紧而产生的附加负载力矩。已知滚珠丝杠螺母副的预紧力= 1056.98 N,滚珠丝杠螺母副的基本导程= 10 mm = 0.1 mm，滾珠丝杠螺母副的效率= 0.94,由式(2-56)得3.计算坐标轴折算到电动机轴上的各种所需的力矩(1)计算线性加速力矩。巳知机床执行部件以最快速度运动时电动机的最高转速= 1500 r/min，电动机的转动惯量= 62 kg·cm2 ，坐

22、标轴的负载惯量人= 56.33 kg·cm2，进给伺服系统的位置环增益 = 20Hz，加速时间 0.15 s，由式(2-58)得(2) 计算阶跃加速力矩。已知加速时间0.05 s，由式（2-59)得(3) 计算坐标轴所需的折算到电动机轴上的各种力矩。按式(2-61)计算线性加速时空载动力矩。（11.77+2.79+0.21）N·m = 14.77 N·m按式(2-61)计算阶跃加速时空载启动力矩。（37.16+2.79+0.21）N·m = 40.16 N·m按式(2-57a)计算快进力矩。（2.79+0.21）N·m = 3.0 N

23、·m按式(2-571:0计算工进力矩。（5.52+0.21）N·m = 5.73 N·m4.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2-47，选择日本FANUC公司生产的l2/3000i型交流伺服电动机为驱动电动机。主要技术参数如下：额定功率，3 kW；最高转速，3000 r/min；额定力矩，12 N·m；转动惯量，62 kg·cm2；质量，18 kg。 交流伺服电动机的加速力矩一般为额定力矩的5 10倍。若按5倍计算,则该电动机的加速力矩为60 N·m，均大于本机床丁作台的线性加速时所需的空载启动动力矩=

24、14.77 N·m以及阶跃加速时所需的空载启动力矩= 40.16 N·m，因此，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12 N·m，均大于本机床工作台快进时所需的驱动力矩= 3.0 N·m以及工进时所需的驱动力矩= 5.73 N·m，因此，不管是快进还是工进，本电动机均满足驱动力矩要求。(2)惯量匹配验算。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服电动机的转动惯量之比一般应满足式（2-67),即而在本例中，故满足惯量匹配要求。3.5机械传动系统的动态分析1.计算丝杠-工作台纵向振动系统的最低固

25、有频率巳知滚珠丝杠螺母副的综合拉压刚度,而滚珠丝杠螺母副和机床执行部件的等效质量（其中，m、,分别是机床执行部件的质量(kg)和滚珠丝杠螺母副的质量（kg),则m=800kg2.计算扭转振动系统的最低固有频率折算到滚珠丝杠轴上的系统总当量转动惯量为已知丝杠的扭转刚度=11062.07 N·m/rad,则rad/s= 1831 rad/s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=679 rad/s、扭转振动系统的最低固有频=1831 rad/s都比较高。一般按=300 rad/s的要求来设计机械传动系统的刚度，故满足要求。3.6机械传动系统的误差计算与分析1.计算机械传动系统的反向死区巳知进给传动系统的最小综合拉压刚度=371.27