立式加工中心說明書

1、中北大學課程設計名目 HYPERLINK l “_TOC_250018“ 概述3 HYPERLINK l “_TOC_250017“ 零件技術要求3 HYPERLINK l “_TOC_250016“ 總體方案設計3 HYPERLINK l “_TOC_250015“ 設計計算3 HYPERLINK l “_TOC_250014“ 主切削力及其切削分力計算3導軌摩擦力計算4 HYPERLINK l “_TOC_250013“ 計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力4 HYPERLINK l “_TOC_250012“ 滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算4 HYPERLINK l “_TOC_250011“

2、 工作臺部件的裝配圖設計9 HYPERLINK l “_TOC_250010“ 滾珠絲杠螺母副的承載力量校驗9滾珠絲杠螺母副臨界轉速壓縮載荷的校驗9滾珠絲杠螺母副臨界轉速n 的校驗10c滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗10 HYPERLINK l “_TOC_250009“ 計算機械傳動系統(tǒng)的剛度10 HYPERLINK l “_TOC_250008“ 機械傳動系統(tǒng)的剛度計算10 HYPERLINK l “_TOC_250007“ 滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度計算12 HYPERLINK l “_TOC_250006“ 驅動電動機的選型與計算12 HYPERLINK l “_TOC_250005“ 計

3、算折算到電動機軸上的負載慣量12計算折算到電動機上的負載力矩13計算坐標軸折算到電動機軸上的各種所需的力矩13 HYPERLINK l “_TOC_250004“ 選擇驅動電動機的型號14 HYPERLINK l “_TOC_250003“ 機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析15 HYPERLINK l “_TOC_250002“ 計算絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率15計算扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率15 HYPERLINK l “_TOC_250001“ 機械傳動系統(tǒng)的誤差計算與分析16 HYPERLINK l “_TOC_250000“ 計算機械傳動系統(tǒng)的反向死區(qū)161中北大學課程設計計算機械傳

4、動系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差16計算滾珠絲杠因扭轉變形產(chǎn)生的誤差16確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號16確定滾珠絲杠螺母副的精度等級17確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號17課程設計總結18參考文獻192概述中北大學課程設計零件技術要求工作臺快速移動速度 15000mm/min；工作臺承受貼塑導軌，導軌的動、靜摩擦系數(shù)為 ，0.20.04mm0.02mm；機床的工作壽命10 年,125mm350r/min。切削方式進給速度/(m/min)時間比例/(%)備注切削方式進給速度/(m/min)時間比例/(%)備注強力切削0.610主電動機滿功率條件下切削一般切削0.830粗加工精加工切削

5、150精加工快速進給1510空載條件下工作臺快速進給1.2 總體方案設計為了滿足以上技術要求,實行以下技術方案。400mm1200mm。PT-FE導軌板。同時承受斜鑲條消退導軌導向面的間隙，在背板上通過設計偏心輪接觸面上貼塑。(4)承受伺服電動機驅動。(5)承受膜片彈性聯(lián)軸器將伺服電動機與滾珠絲杠直連。設計計算主切削力及其切削分力計算計算主切削力 Fz依據(jù)條件， 承受端面銑刀在主軸計算轉速下進展強力切削 銑刀直徑D=125mm時，主軸具有最大扭矩，并能傳遞主電動機的全部功率。此時，銑刀的切3削速度為v Dn60 3.14 0.125 35060中北大學課程設計 2.29 m / sm 0.8

6、，按式2-6Fz：NP0.8 5.5NF33mzv102.2910 1921 .4計算各切削分力。2-1 可得工作臺縱向切削力F1FcFv分別為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導軌摩擦力的計算2-8aF 0.15 ，2-3 fg 1500 N ，則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計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力按式2-10F。a maxFamax F F1 768.56 2022.3 N 2775.86 N按式2-11aF。a minFa min F0 1575 N滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算確定滾珠絲杠的導程4中北大學課程設計依據(jù)條件，取電動機的最高轉速n 1500 r / min ，則由式2-16得vLmax0inmax1500011500 10 mm計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速和平均載荷F ，快速移動和鉆鏜定位時的軸向F F F23分別可按下式計算：并將計算結果填入表 4-2F F1 20% F，F(xiàn)a

8、 max3 Famin 5% Fa max進給速度/(m/min) 時間比例/(%)進給速度/(m/min) 時間比例/(%)備注v 0.6110F F1a maxv 0.830F F1 20% F2a mina maxv 1350F F3 5% Fa mina maxv v410maxF F4a min切削方式軸向載荷/N強力切削2775.86一般切削(粗加工)2130.17精細加工(精加工)1713.79快移和鉆鏜定位1575計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉速n 。ivn1 60 r / min1L0vn2 80 r / min2L0vn3 100 r / min3L0vn4 150

9、0 r / min4L0按式(2-17)計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速n。m5中北大學課程設計10nm10030n 110050n210010n3100n 230 r / min4按式(2-18)計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷F。m331nq11n100F32nq22F3nnqnnn100n100mmm 1763.59N計算滾珠絲杠預期的額定動載荷Cam依據(jù)預定工作時間估算。查表 2-28 得載荷性質(zhì)系數(shù) fw 1.3 。初步選擇的22-29fa 12-30f 0.44 ，則由式(2-19)得3 3 60 230 202203 603 60nLFfmwamh 100 ffac33921.05N =

10、33925.38N因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊，所以可按式(2-21)估算最大軸向載荷。查表2-31fe 4.5 ，則C fameFamax 4.5 2775.8612491.37N確定滾珠絲杠預期的額定動載荷取以上兩種結果的最大值，即Cam 33921.05N 。按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑d。2m依據(jù)定位精度和重復定位精度的要求估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形。 30 m，20 m，依據(jù)式(2-23)、(2-24)以及定位精度和重復定位精度的要求，得max 1 31 ) 20 m (6.67 10 )m2max 2 51 ) 40 m (8 10 )m4取上述計算結果的最小值

11、，即 6.67 m 。估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑d。2m滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為6中北大學課程設計L行程+安全行程+2余程+螺母長度+支承長度(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)初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號依據(jù)計算所得的L 、C、d0am，初步選擇FFZD 型內(nèi)循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副 FFZD4010-5，其公稱直徑d0dL0 40 mm L0、額定動載荷Ca 1

12、2 mm和絲杠底徑d2如下:C 44200 N Caam 33925.38N故滿足式(2-27)的要求。d 32.7 mm d2 24.07 mm由式(2-29Fp1FFp3 1 2775.86N 925.29 N3計算滾珠絲杠螺母副的目標行程補償值與預拉伸力按式(2-31)計算目標行程補償值 。t溫度變化t 2，絲杠的線膨脹系數(shù) 11106 m /，滾珠絲杠螺母副的有效行程L =工作臺行程+安全行程+2余程+螺母長度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滾珠絲杠螺紋底徑 d2中

13、北大學課程設計 32.7 mm ，滾珠絲杠的溫升變化值t =2，則F 1.81 td 2t2 1.81 2 32.72 N 3870.82N確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號(1)按式(2-33)F1。B maxFB max F tF2 max 1 3870.82 +0.5 2775.86 =5258.75N計算軸承的預緊力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 和軸向載荷F 分Bama別為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，徑向系數(shù) X=1.9，軸向系數(shù)P XF YF 1.9 1758.26 0.54 3045.39 4985.2 NaP1003P1003 60nLhC 1003 60 230 20220 32457.79N由于滾珠絲杠螺母副擬實行預拉伸措施，所以選用 60角接觸球軸承組背對背安裝，以組成滾珠絲杠兩端固定的支承形式。由于滾珠絲杠的螺紋底徑 d2d30mm，以滿足滾珠絲杠構造的需要。為 32.7mm，所在滾珠絲杠的兩個固定端均選擇

15、國產(chǎn) 608中北大學課程設計760306TNI/P4DEB30mm72mm19mm，選用脂潤滑。該軸承的預載荷力量FBP 2900N，大于計算所得FBP 1752.92N 。并在脂潤滑狀態(tài)下的極限轉速為 1900r/min，高于滾珠絲n 1500 r / min ，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為C 34500 N ，而20220hC=32457.79N，也滿足要求。工作臺部件的裝配圖設計將以上計算結果用于工作臺部件的裝配圖設計(見圖)，其計算簡圖如圖 1 所示。1 立時數(shù)控銑床工作臺計算簡圖滾珠絲杠螺母副的承載力量校驗滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷的校驗本工作臺的滾珠絲杠支承方式承受預拉伸構造，

16、絲杠始終受拉而不受壓。因此，不9存在壓桿不穩(wěn)定問題。中北大學課程設計滾珠絲杠螺母副臨界轉速 nc的校驗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.。滾珠絲杠的最小慣性矩為I= 4 mm 4 =56097mm 4滾珠絲杠的最小截面積為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,園小于其臨界轉速，故滿

17、足要求。滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗AA-3Ca=44200NFa=2981.18.37N，運轉條件系數(shù) fw=1.2，滾珠絲杠的轉速 n=1500r/min，依據(jù)式2-37、式2-38得 C3L=a 106 =1.89109 rFfawL = Lh60n=21000hLh計算機械傳動系統(tǒng)的剛度 20220 h ，故滿足要求。機械傳動系統(tǒng)的剛度計算Ks10中北大學課程設計本機床工作臺的絲杠支承方式為一端固定、一端游動。由圖1 ，由式(2-45a)得Ka min2d 6.6 1022dL 569.59 N / ma LY 919.5 mm a LJ 319.5 mm 時，滾 珠絲杠螺母 副具有最

18、大拉壓剛度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計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度K。b軸承接觸角 600 ，滾動體直徑dQ=7.144mm，滾動體個數(shù) Z=17，軸承的最大 =5361.41N2-452-46K=42.34dbZ 2 F sin 5 1 =1654.30 N/ m3計算滾珠與滾道的接觸剛度K3cAA-3K=1585 N/ m，額定動載荷Ca=46500N，滾珠絲 =2981.18N，由式2-46b得1=K F3=1390.00 N/ mKa max c0.1Ca

19、計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度 K。由式2-47a得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為故K=373.13 N/ mmax1K=1K+ 1+ 1KKb=0.0026811中北大學課程設計由式2-47b得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為故K=322.58 N/ mmin1K= 1K + 1+ 1KKb=0.0031滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度計算1L21027.5mmG=8.1 104MPa，滾珠絲杠的底徑 d2=32.7mm，故由式2-48得= d 4G=K232 L2 3 4 632 3Nm/rad=8844.51 Nm/rad驅動電動機的選型與計算計算折算到電動機軸上的負載慣量計算滾珠絲杠

20、的轉動慣量J。r滾珠絲杠的密度 =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,電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離 L=12mm=1.2cm，則由式(2-65)得L2J=m=30.42Kgcm 2L 2 4由公式2-66Jd12J= Jdr+J+J0中北大學課程設計=21.43+11.62+30.42=63.47Kgcm 2計算折算到電動

21、機軸上的負載力矩計算切削負載力矩T 。cFa= F =2775.86N， 電動機每轉一圈，機L=12mm=0.012m，進給傳動系統(tǒng)的總效率 =0.90，則計算摩擦負載力矩TF L=a=Tc2=NmF0在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力 即為空載時的導軌摩擦力 1575 N ，由式(2-55)得T = F0L2=3.348Nm計算由滾珠絲杠的預緊而產(chǎn)生的附加負載力矩T。f滾珠絲杠螺母副的預緊力 FP 925.29 N ， 滾珠絲杠螺母副的根本導程L 12mm 0.012 m ，滾珠絲杠螺母副的效率0=0.94，由式2-56得FT=p L0 12 =0.22NmFf20計算坐標軸折算到電動機軸上各

22、種所需的力矩計算線性加速力矩Ta1機床執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的最高轉速n=1500r/min，電動機的Jm 2 Jd=63.47Kgcm2 。取進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益ks=20Hz，則加速時間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中北大學課程設計=120.06Kgcm=12.98Nm計算階躍加速力矩。加速時間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計算線性加速時的空載啟動力矩T。qT =T+T +T=12.98+3.34+0.22Nm=16.54Nmqa1f由式2-61計算階躍加速時的空載啟動力矩 T 。qT =Tqap+T +T=40.28+3.34+0.22Nm=43.84Nm由式2-57a計算空載時的快進力矩 T。kJT=T +T=3.34+0.24=3.56NmkJf由式2-61計算切削時的工進力矩TGJT= T+ TGJC=5.89+0.22 Nm =6.11Nm選擇驅動電動機的型號選擇驅動電動機的型號2-47FANUCa12/3000i3KW；3000r/min；額定力矩12Nm

24、；62 Kgcm 2 18Kg。溝通伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的 510 倍，假設按 5 倍計算，該電動機的加速力矩為 60Nm，均大于本機床工作臺線性加速時的空載啟動力矩 Tq=14.78Nm以及階躍加速時的空載啟動力矩T =46.93Nm，所以，不管承受何種加速方式，本電q動機均滿足加速力矩要求。該電動機的額定力矩為 12Nm，均大于本機床工作臺的快進力矩TkJ=3.56Nm 以14及工進力矩TGJ中北大學課程設計=6.11Nm慣量匹配驗算.。慣量之比一般應滿足式2-67，即d0.25J1dJJd而=56.66JdJ62mm=0.91【0.25，1】故滿足慣量匹配要求。機械傳動系統(tǒng)

25、的動態(tài)分析計算絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率 nc滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度 K0=K=371.27106N /m，滾珠絲杠螺母副和機床執(zhí)行部件的等效質(zhì)量為 md=m +13m ，其中m、ms分別為機床執(zhí)行部件的質(zhì)量m=833Kg,則m =s442 123.97.8103 Kg=12.14Kgm=m +1d3m =837.05KgsK0mdK0mdnc計算扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率 wnt折算到滾珠絲杠軸上的系統(tǒng)總當量轉動慣量為J=Jsr+J=(21.43+11.62)Kgcm 2 =33.05Kgcm 2 =0.003Kgm 20Ks則=K=8844.5Nm/rad，KsJKsJsnt由以上計算知道，絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率nc轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率 wnt=1831rad/snc=300rad/s 的要求來設15中北大學課程設計計機械傳動系統(tǒng)的剛度，