立式加工中心说明书

1、中北大学课程设计名目 HYPERLINK l “_TOC_250018“ 概述3 HYPERLINK l “_TOC_250017“ 零件技术要求3 HYPERLINK l “_TOC_250016“ 总体方案设计3 HYPERLINK l “_TOC_250015“ 设计计算3 HYPERLINK l “_TOC_250014“ 主切削力及其切削分力计算3导轨摩擦力计算4 HYPERLINK l “_TOC_250013“ 计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力4 HYPERLINK l “_TOC_250012“ 滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算4 HYPERLINK l “_TOC_250011“

2、 工作台部件的装配图设计9 HYPERLINK l “_TOC_250010“ 滚珠丝杠螺母副的承载力量校验9滚珠丝杠螺母副临界转速压缩载荷的校验9滚珠丝杠螺母副临界转速n 的校验10c滚珠丝杠螺母副额定寿命的校验10 HYPERLINK l “_TOC_250009“ 计算机械传动系统的刚度10 HYPERLINK l “_TOC_250008“ 机械传动系统的刚度计算10 HYPERLINK l “_TOC_250007“ 滚珠丝杠螺母副的扭转刚度计算12 HYPERLINK l “_TOC_250006“ 驱动电动机的选型与计算12 HYPERLINK l “_TOC_250005“ 计

3、算折算到电动机轴上的负载惯量12计算折算到电动机上的负载力矩13计算坐标轴折算到电动机轴上的各种所需的力矩13 HYPERLINK l “_TOC_250004“ 选择驱动电动机的型号14 HYPERLINK l “_TOC_250003“ 机械传动系统的动态分析15 HYPERLINK l “_TOC_250002“ 计算丝杠-工作台纵向振动系统的最低固有频率15计算扭转振动系统的最低固有频率15 HYPERLINK l “_TOC_250001“ 机械传动系统的误差计算与分析16 HYPERLINK l “_TOC_250000“ 计算机械传动系统的反向死区161中北大学课程设计计算机械传

4、动系统由综合拉压刚度变化引起的定位误差16计算滚珠丝杠因扭转变形产生的误差16确定滚珠丝杠螺母副的精度等级和规格型号16确定滚珠丝杠螺母副的精度等级17确定滚珠丝杠螺母副的规格型号17课程设计总结18参考文献192概述中北大学课程设计零件技术要求工作台快速移动速度 15000mm/min；工作台承受贴塑导轨，导轨的动、静摩擦系数为 ，0.20.04mm0.02mm；机床的工作寿命10 年,125mm350r/min。切削方式进给速度/(m/min)时间比例/(%)备注切削方式进给速度/(m/min)时间比例/(%)备注强力切削0.610主电动机满功率条件下切削一般切削0.830粗加工精加工切削

5、150精加工快速进给1510空载条件下工作台快速进给1.2 总体方案设计为了满足以上技术要求,实行以下技术方案。400mm1200mm。PT-FE导轨板。同时承受斜镶条消退导轨导向面的间隙，在背板上通过设计偏心轮接触面上贴塑。(4)承受伺服电动机驱动。(5)承受膜片弹性联轴器将伺服电动机与滚珠丝杠直连。设计计算主切削力及其切削分力计算计算主切削力 Fz依据条件， 承受端面铣刀在主轴计算转速下进展强力切削 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3削速度为v Dn60 3.14 0.125 35060中北大学课程设计 2.29 m / sm 0.8

6、，按式2-6Fz：NP0.8 5.5NF33mzv102.2910 1921 .4计算各切削分力。2-1 可得工作台纵向切削力F1FcFv分别为F 0.4F1 0.41921 .4N 768 .56 NF 0.95 Fc 0.95 1921 .4N 1825 .33 NF 0.55 Fv 0.55 1921 .4N 1056 .77 N导轨摩擦力的计算2-8aF 0.15 ，2-3 fg 1500 N ，则F W f F F 0.15 9000 1500 1825.331056.77N 2022.3 Ngcv按式2-9aF0F 。0F W f 0.15 9000 1500 N 1575 N0g

7、F 00W fg 0.2 9000 1500 N 2100 N计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力按式2-10F。a maxFamax F F1 768.56 2022.3 N 2775.86 N按式2-11aF。a minFa min F0 1575 N滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算确定滚珠丝杠的导程4中北大学课程设计依据条件，取电动机的最高转速n 1500 r / min ，则由式2-16得vLmax0inmax1500011500 10 mm计算滚珠丝杠螺母副的平均转速和平均载荷F ，快速移动和钻镗定位时的轴向F F F23分别可按下式计算：并将计算结果填入表 4-2F F1 20% F，Fa

8、 max3 Famin 5% Fa max进给速度/(m/min) 时间比例/(%)进给速度/(m/min) 时间比例/(%)备注v 0.6110F F1a maxv 0.830F F1 20% F2a mina maxv 1350F F3 5% Fa mina maxv v410maxF F4a min切削方式轴向载荷/N强力切削2775.86一般切削(粗加工)2130.17精细加工(精加工)1713.79快移和钻镗定位1575计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速n 。ivn1 60 r / min1L0vn2 80 r / min2L0vn3 100 r / min3L0vn4 150

9、0 r / min4L0按式(2-17)计算滚珠丝杠螺母副的平均转速n。m5中北大学课程设计10nm10030n 110050n210010n3100n 230 r / min4按式(2-18)计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷F。m331nq11n100F32nq22F3nnqnnn100n100mmm 1763.59N计算滚珠丝杠预期的额定动载荷Cam依据预定工作时间估算。查表 2-28 得载荷性质系数 fw 1.3 。初步选择的22-29fa 12-30f 0.44 ，则由式(2-19)得3 3 60 230 202203 603 60nLFfmwamh 100 ffac33921.05N =

10、33925.38N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2-31fe 4.5 ，则C fameFamax 4.5 2775.8612491.37N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Cam 33921.05N 。按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径d。2m依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。 30 m，20 m，依据式(2-23)、(2-24)以及定位精度和重复定位精度的要求，得max 1 31 ) 20 m (6.67 10 )m2max 2 51 ) 40 m (8 10 )m4取上述计算结果的最小值

11、，即 6.67 m 。估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径d。2m滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为6中北大学课程设计L行程+安全行程+2余程+螺母长度+支承长度(1.21.4)行程+(2530)L取L=1.430 L0=1.4 650 30 10 mm 1210 mm又F 2100 N ，由式(2-26)得0F L0F L0max2m 0.039 12106.67mm 24.07 mm(5)初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号依据计算所得的L 、C、d0am，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，其公称直径d0dL0 40 mm L0、额定动载荷Ca 1

12、2 mm和丝杠底径d2如下:C 44200 N Caam 33925.38N故满足式(2-27)的要求。d 32.7 mm d2 24.07 mm由式(2-29Fp1FFp3 1 2775.86N 925.29 N3计算滚珠丝杠螺母副的目标行程补偿值与预拉伸力按式(2-31)计算目标行程补偿值 。t温度变化t 2，丝杠的线膨胀系数 11106 m /，滚珠丝杠螺母副的有效行程L =工作台行程+安全行程+2余程+螺母长度u=(650+100+220+146)mm=936mm故 11tLtu10 6 11 2 936 10 6 mm 0.02 mm按式(2-32)F 。t7滚珠丝杠螺纹底径 d2中

13、北大学课程设计 32.7 mm ，滚珠丝杠的温升变化值t =2，则F 1.81 td 2t2 1.81 2 32.72 N 3870.82N确定滚珠丝杠螺母副支承用轴承的规格型号(1)按式(2-33)F1。B maxFB max F tF2 max 1 3870.82 +0.5 2775.86 =5258.75N计算轴承的预紧力F。Bp11FBp3F 5258.75 1752.92N3F。BamFBam F FBp 1752.921763.59 3516.51N按式(2-25)C。n nm 200 r / minF 3516.51N L=20220hF 和轴向载荷F 分Bama别为F Fcos

14、 60Bam 1758.26NF FaBamsin 60 3045.39NFaFY=0.54，故3089.121775.36 1.74 2.17 ，所以查表 2-25 得，径向系数 X=1.9，轴向系数P XF YF 1.9 1758.26 0.54 3045.39 4985.2 NaP1003P1003 60nLhC 1003 60 230 20220 32457.79N由于滚珠丝杠螺母副拟实行预拉伸措施，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 d2d30mm，以满足滚珠丝杠构造的需要。为 32.7mm，所在滚珠丝杠的两个固定端均选择

15、国产 608中北大学课程设计760306TNI/P4DEB30mm72mm19mm，选用脂润滑。该轴承的预载荷力量FBP 2900N，大于计算所得FBP 1752.92N 。并在脂润滑状态下的极限转速为 1900r/min，高于滚珠丝n 1500 r / min ，故满足要求。该轴承的额定动载荷为C 34500 N ，而20220hC=32457.79N，也满足要求。工作台部件的装配图设计将以上计算结果用于工作台部件的装配图设计(见图)，其计算简图如图 1 所示。1 立时数控铣床工作台计算简图滚珠丝杠螺母副的承载力量校验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承受预拉伸构造，

16、丝杠始终受拉而不受压。因此，不9存在压杆不稳定问题。中北大学课程设计滚珠丝杠螺母副临界转速 nc的校验1L2=919.5mmE=2.1105 MPa，材料密度 1g7.810 5 N/mm3 g=9.8 10 3 mm/s2 ，K1=0.82-44 =4.37.。滚珠丝杠的最小惯性矩为I= 4 mm 4 =56097mm 4滚珠丝杠的最小截面积为64264A=3.14=d 2=2 mm 2 =839.39mm 2由式2-36得n =Kc1424606022 L2EI60 60 223.14 22.1 5 9.8 37.8 5 =8493.05r/min1500r/min,园小于其临界转速，故满

17、足要求。滚珠丝杠螺母副额定寿命的校验AA-3Ca=44200NFa=2981.18.37N，运转条件系数 fw=1.2，滚珠丝杠的转速 n=1500r/min，依据式2-37、式2-38得 C3L=a 106 =1.89109 rFfawL = Lh60n=21000hLh计算机械传动系统的刚度 20220 h ，故满足要求。机械传动系统的刚度计算Ks10中北大学课程设计本机床工作台的丝杠支承方式为一端固定、一端游动。由图1 ，由式(2-45a)得Ka min2d 6.6 1022dL 569.59 N / ma LY 919.5 mm a LJ 319.5 mm 时，滚 珠丝杠螺母 副具有最

18、大拉压刚度Ks max，由公式2-45b得Ks max d 2 L4L L L 2112 32.7 N / 4319.5 1239 319.5 m=744.09N/m计算滚珠丝杠螺母副支承轴承的刚度K。b轴承接触角 600 ，滚动体直径dQ=7.144mm，滚动体个数 Z=17，轴承的最大 =5361.41N2-452-46K=42.34dbZ 2 F sin 5 1 =1654.30 N/ m3计算滚珠与滚道的接触刚度K3cAA-3K=1585 N/ m，额定动载荷Ca=46500N，滚珠丝 =2981.18N，由式2-46b得1=K F3=1390.00 N/ mKa max c0.1Ca

19、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K=373.13 N/ mmax1K=1K+ 1+ 1KKb=0.0026811中北大学课程设计由式2-47b得进给传动系统的综合拉压刚度的最小值为故K=322.58 N/ mmin1K= 1K + 1+ 1KKb=0.0031滚珠丝杠螺母副的扭转刚度计算1L21027.5mmG=8.1 104MPa，滚珠丝杠的底径 d2=32.7mm，故由式2-48得= d 4G=K232 L2 3 4 632 3Nm/rad=8844.51 Nm/rad驱动电动机的选型与计算计算折算到电动机轴上的负载惯量计算滚珠丝杠

20、的转动惯量J。r滚珠丝杠的密度 =7.810 3 Kg/ cm 3 ，故由式2-63得J=0.7810 3 nri1D4 Lii=0.78 10 3 2 34 8.9 44 100.9 2.5 4 5.2 kg 2=21.43Kgcm 2J0J=0.7810 3 D 4 -d 4 L0=11.62Kgcm 2JLm=833Kg,电动机每转一圈，机床执行部件在轴向移动的距离 L=12mm=1.2cm，则由式(2-65)得L2J=m=30.42Kgcm 2L 2 4由公式2-66Jd12J= Jdr+J+J0中北大学课程设计=21.43+11.62+30.42=63.47Kgcm 2计算折算到电动

21、机轴上的负载力矩计算切削负载力矩T 。cFa= F =2775.86N， 电动机每转一圈，机L=12mm=0.012m，进给传动系统的总效率 =0.90，则计算摩擦负载力矩TF L=a=Tc2=NmF0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 1575 N ，由式(2-55)得T = F0L2=3.348Nm计算由滚珠丝杠的预紧而产生的附加负载力矩T。f滚珠丝杠螺母副的预紧力 FP 925.29 N ， 滚珠丝杠螺母副的根本导程L 12mm 0.012 m ，滚珠丝杠螺母副的效率0=0.94，由式2-56得FT=p L0 12 =0.22NmFf20计算坐标轴折算到电动机轴上各

22、种所需的力矩计算线性加速力矩Ta1机床执行部件以最快速度运动时电动机的最高转速n=1500r/min，电动机的Jm 2 Jd=63.47Kgcm2 。取进给伺服系统的位置环增益ks=20Hz，则加速时间t=a3 = 3k20ss=0.15s，由式(2-58)得= 2 n=Tmaxal60 980 ta2 3.14 1500J+ Jm1- k ts a =60 980 0.15 e200.15Kgfcm13中北大学课程设计=120.06Kgcm=12.98Nm计算阶跃加速力矩。加速时间t=1 =1akss=0.05s，由由式(2-59)得= 2 =Tmaxap60 980 taJ+Jmd=379

23、.14Kgfcm=40.28Nm 由式2-61计算线性加速时的空载启动力矩T。qT =T+T +T=12.98+3.34+0.22Nm=16.54Nmqa1f由式2-61计算阶跃加速时的空载启动力矩 T 。qT =Tqap+T +T=40.28+3.34+0.22Nm=43.84Nm由式2-57a计算空载时的快进力矩 T。kJT=T +T=3.34+0.24=3.56NmkJf由式2-61计算切削时的工进力矩TGJT= T+ TGJC=5.89+0.22 Nm =6.11Nm选择驱动电动机的型号选择驱动电动机的型号2-47FANUCa12/3000i3KW；3000r/min；额定力矩12Nm

24、；62 Kgcm 2 18Kg。沟通伺服电动机的加速力矩一般为额定力矩的 510 倍，假设按 5 倍计算，该电动机的加速力矩为 60Nm，均大于本机床工作台线性加速时的空载启动力矩 Tq=14.78Nm以及阶跃加速时的空载启动力矩T =46.93Nm，所以，不管承受何种加速方式，本电q动机均满足加速力矩要求。该电动机的额定力矩为 12Nm，均大于本机床工作台的快进力矩TkJ=3.56Nm 以14及工进力矩TGJ中北大学课程设计=6.11Nm惯量匹配验算.。惯量之比一般应满足式2-67，即d0.25J1dJJd而=56.66JdJ62mm=0.91【0.25，1】故满足惯量匹配要求。机械传动系统

25、的动态分析计算丝杠-工作台纵向振动系统的最低固有频率 nc滚珠丝杠螺母副的综合拉压刚度 K0=K=371.27106N /m，滚珠丝杠螺母副和机床执行部件的等效质量为 md=m +13m ，其中m、ms分别为机床执行部件的质量m=833Kg,则m =s442 123.97.8103 Kg=12.14Kgm=m +1d3m =837.05KgsK0mdK0mdnc计算扭转振动系统的最低固有频率 wnt折算到滚珠丝杠轴上的系统总当量转动惯量为J=Jsr+J=(21.43+11.62)Kgcm 2 =33.05Kgcm 2 =0.003Kgm 20Ks则=K=8844.5Nm/rad，KsJKsJsnt由以上计算知道，丝杠-工作台纵向振动系统的最低固有频率nc转振动系统的最低固有频率 wnt=1831rad/snc=300rad/s 的要求来设15中北大学课程设计计机械传动系统的刚度，