銑床進給系統(tǒng)設計資料.docx

1、目錄1.概述11.1技術要求11.2總體設計方案22.滾珠絲杠螺母副的選型和計算22.1主切削力及其切削分力計算22.2導軌摩擦力的計算32.3計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力32.4滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算33.工作臺部件的裝配圖設計74.滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗84.1滾珠絲桿螺母副臨界壓縮載荷的校驗84.2滾珠絲桿螺母副臨界轉速的校驗84.3滾珠絲桿螺母副額定壽命的校驗85.計算機械傳動系統(tǒng)的剛度95.1機械傳動系統(tǒng)的剛度計算95.2滾珠絲杠螺母副扭轉剛度的計算106.驅動電動機的選型與計算106.1計算折算到電動機軸上的負載慣量。106.2計算折算到電動機軸上的負載力矩116.

2、3 計算坐標軸折算到電動機軸上的各種所需力矩126.4選擇驅動電動機的型號137.確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號137.1確定滾珠絲杠螺母副的精度等級137.2滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號148. 課程設計總結149.參考文獻141.概述1.1技術要求工作臺、工件和夾具的總質量m=918kg，其中，工作臺的質量510kg；工作臺的最大行程Lp=600 mm;工作臺快速移動速度15000mm/min；工作臺采用貼塑導軌，導軌的動、靜摩擦系數(shù)均為0.15；工作臺的定位精度為30m，重復定位精度為20m；機床的工作壽命為20000h（即工作時間為10年）。機床采用主軸伺服電動機，額定功率為5.5

3、kw，機床采用端面銑刀進行強力切削，銑刀直徑125mm，主軸轉速290r/min。切削狀況如下：數(shù)控銑床的切削狀況切削方式進給速度時間比例（%）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150精加工快速進給2010空載條件下工作臺快速進給1.2總體設計方案為了滿足以上技術要求，采取以下技術方案：（1） 工作臺工作面尺寸（寬度×長度）確定為400mm×1200mm。（2） 工作臺導軌采用矩形導軌，在與之相配的動導軌滑動畫面上貼聚四氟乙烯導軌板。同時采用斜鑲條消除導軌導向面的間隙，在背板上通過設計偏心輪結構來消除導軌背面與背板的間隙，并在與

4、工作臺導軌相接觸的斜鑲條接觸面上和背板接觸面上貼膜。（3） 對滾珠絲杠螺母副采用預緊，并對滾珠絲杠進行拉伸預。（4） 采用伺服電動機驅動。（5） 采用膜片彈性聯(lián)軸器將伺服電動機與滾珠絲杠連接。2.滾珠絲杠螺母副的選型和計算2.1主切削力及其切削分力計算（1）計算主切削力Fz。根據(jù)已知條件，采用端面銑刀在主軸計算轉速下進行強力切削（銑刀直徑D=125mm），主軸具有最大扭矩，并能傳遞主電動機的全部功率，此時銑刀的切削速度為：（已知機床主電動機的額定功率為5.5kw，主軸計算轉速n=290r/min。）根據(jù)公式得刀具的切削速度為：取機床的機械效率為：，則由式得主切削力：（2）計算各切削分力工作臺的

5、縱向切削力、橫向切削力和垂向切削力分別為2.2導軌摩擦力的計算在切削狀態(tài)下坐標軸導軌摩擦力的計算可以查課程設計指導書：（1）根據(jù)式（2-8a）計算在切削狀態(tài)下的導軌摩擦力。此時導軌動摩擦系數(shù)，查表2-3得鑲條緊固力,則（2）按式（2-9a）計算在不切削狀態(tài)下的導軌摩擦力和2.3計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力（1）按式（2-10a）計算最大軸向負載力（2）按式（2-11a）計算最小軸向負載力2.4滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算1）確定滾珠絲杠的導程 根據(jù)已知條件取電動機的最高轉速得：2）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速和平均載荷（1）各種切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷。 強力切削時的軸向載荷定為最大軸

6、向載荷，快速移動和鉆鏜定位時的軸向載荷定為最小軸向載荷。一般切削（粗加工）和精細切削（精加工）時，滾珠絲杠螺母副的軸向載荷分別可按下式計算：并將計算結果填入表2表2 數(shù)控銑床滾珠絲杠的計算切削方式軸向載荷/N進給速度/(m/min)時間比例/(%)備注強力切削3022.3710一般切削（粗加工）2179.4730精細切削（精加工）1721.4850快移和鏜鉆加工157510（2）計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉速。（3）按式（2-17）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速。（4）按式（2-18）計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷3)確定滾珠絲杠預期的額定動載荷（1）按預定工作時間估算。查表2-28得載

7、荷性質系數(shù)=1.3。已知初步選擇的滾珠絲杠的精度等級為2級，查表2-29得精度系數(shù)=1，查表2-30得可靠性系數(shù)=0.44，則由式（2-19）得（2）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2-31得預加載荷系數(shù)=4.5，則（3）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，33801.49 N。4）按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑（1）根據(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。已知工作臺的定位精度為30，重復定位精度為20，根據(jù)式（2-23）、式（2-24）以及定位精度和重復定位精度的要求，得20（710）30（6

8、7.5）取上述計算結果的較小值，即=6。（2）估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑。本機床工作臺（X軸）滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用兩端固定方式。滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為L行程+安全行程+2×余程+螺母長度+支承長度 （1.21.4）行程+（2530）取L1.4×行程+30（1.4×600+30×10）mm1140mm又=1575N，由式（2-26）得5）初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號根據(jù)計算所得的、，初步選擇FFZD型內循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副FFZD4010-5（見本書附錄A表A-3），其公稱直徑、基本導程、額定動載荷和絲杠直

9、徑如下：=40mm， =10mm=46500N=33801.49N=34.3mm=21.3mm故滿足式（2-27）的要求。6）由式（2-29）確定滾珠絲杠螺母副的預緊力3022.37N1007.46N7）計算滾珠絲杠螺母副的目標行程補償值與預緊拉力（1）按式（2-31）計算目標行程補償值。已知溫度變化值t=2，絲杠的膨脹系數(shù)=/，滾珠絲杠螺母副的有效行程工作臺行程+安全行程+2×余程+螺母長度 （600+100+2×20+146）mm886mm故 11t×11×2×886×mm0.02mm（2）按式（2-32）計算滾珠絲杠的預拉伸力。

10、已知滾珠絲杠螺紋底徑=34.3mm，滾珠絲杠的溫升變化值t=2，則8）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）計算軸承所承受的最大軸向載荷。（2）計算軸承的預緊力。（3）計算軸承的當量軸向載荷。（4）按式（2-15）計算軸承的基本額定動載荷C。已知軸承的工作轉速n=230r/min，軸承所承受的當量軸向載荷=3680.41N，軸承的基本額定壽命L=20000h。軸承的徑向載荷和軸向載荷分別為因為，所以查表2-25得，徑向系數(shù)X=1.9，軸向系數(shù)Y=0.54，故 （5）確定軸承的規(guī)格型號。因為滾珠絲杠螺母副擬采取預拉伸措施，所以選用60°角接觸球軸承組面對面安裝，以

11、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為34.3mm，所以選擇軸承的內徑d為30mm，以滿足滾珠絲杠結構的需要。在滾珠絲杠的兩個固定端均選擇國產60°角接觸球軸承兩件一組面對面安裝，組成滾珠絲杠的兩端固定支承方式。軸承的型號為760306TNI/P4DFB，尺寸（內徑×外徑×寬度）為30mm×72mm×19mm，選用脂潤滑。該軸承的預載荷能力為2900N，大于計算所得的軸承預緊力=1923.26N。并在脂潤滑狀態(tài)下的極限轉速為1900r/min，高于滾珠絲杠的最高轉速=2000r/min，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為=345

12、00N，而該軸承在20000h工作總壽命下的基本額定動載荷C=34395N，也滿足要求。3.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。4.滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗4.1滾珠絲桿螺母副臨界壓縮載荷的校驗工作臺的滾珠絲桿支承方式采用預拉伸結構，絲杠始終受拉而不受壓。因此，不存在壓桿不穩(wěn)定問題。4.2滾珠絲桿螺母副臨界轉速的校驗根據(jù)圖可得滾珠絲桿螺母副臨界轉速的計算長度=837.5mm。已知彈性模量E=MPa，材料密度N/，重力加速度9.8，安全系數(shù)=0.8。由表2-44查得滾珠絲桿的最小慣性矩為滾珠絲桿的最小截面積為故可由公式得：r/min=10738.5r/min本工作

13、臺滾珠絲桿螺母副的最高轉速為1800r/min，遠遠小于其臨界轉速，故滿足要求。4.3滾珠絲桿螺母副額定壽命的校驗滾珠絲桿螺母副的壽命，主要是指疲勞壽命。它是指一批尺寸、規(guī)格、精度相同的滾珠絲杠在相同的條件下回轉時，其中90%不發(fā)生疲勞剝落的情況下運轉的總轉速。查附錄A表A-3得滾珠絲桿額定動載荷N，運轉條件系數(shù)，滾珠絲桿的動載荷N，滾珠絲桿螺母副轉速n=r/min 即：一般來講，在設計數(shù)控機床時，應該保證滾珠絲桿螺母副的總時間壽命，姑滿足要求。5.計算機械傳動系統(tǒng)的剛度5.1機械傳動系統(tǒng)的剛度計算(1)計算滾珠絲桿的拉壓剛度。 本工作臺的絲杠支承方式為兩端固定，當滾珠絲杠的螺母中心位于滾珠絲

14、桿兩支承的中心位置（a=L/2，L=1075mm）時，滾珠絲桿螺母副具有最小拉壓剛度，計算為： 當a=837.5mm或a=237.5mm時（即滾珠絲桿的螺母副中心位于行程的兩端位置時），滾珠絲桿螺母副具有最大拉壓剛度計算得：(2) 計算滾珠絲杠螺母副支撐軸承的剛度Kb。 已知軸承的接觸角ß=60，滾動體直徑=7.144mm，滾動體個數(shù)Z=17,軸承的最大軸向工作載荷F= 5769.76N,由表2-45，表2-46得= 4×2.34×= 4×2.34×(3)計算滾珠與滾道的接觸剛度K。 查附錄表得滾珠與滾道的接觸剛度K=1585N/um，額定動載

15、荷C=46500N，滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷F=3022.37N，故由式（2-46）得K=K（)=1585×()N/um=1372.97N/um(4) 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=440.53N/m 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=370.37N/m5.2滾珠絲杠螺母副扭轉剛度的計算 由圖4-1可知，扭矩作用點之間的距離L= 945.5 mm。已知剪切模量G= M,滾珠絲杠的底徑d=m。由式（2-48）得：K= 11635.35 Nm/rad6.驅動電動機的選型與計算 6.1計算

16、折算到電動機軸上的負載慣量。(1)計算滾珠絲杠的轉到慣量J。 已知滾珠絲杠的密度=7.810kg/cm,由式(2-63)得:(2)計算聯(lián)軸器的轉動慣量J J= 0.7810DL =0.7810(6.6-3)8.2kg/cm=11.62kg/cm(3)折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量的計算 已知機床執(zhí)行部件（即工作臺、工件和夾具）的總質量m=918kg，電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L=1cm，則由式（2-65）得(4)加在電動機軸上總的負載轉動慣量的計算=+J=(21.43+11.62+23.28)=56.336.2計算折算到電動機軸上的負載力矩(1)計算切削負載力矩T。 已

17、知在切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力F=F=:3022.37N,電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L=10mm=0.01m,進給傳動系統(tǒng)的總效率=0.90，由式（2-54）得 T=5.35Nm(2)計算摩擦負載力矩T。 已知在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力）F=1575N，由式（2-55）得T=Nm=2.79Nm(3)計算由滾珠絲杠得預緊而產生的附加負載力矩T。 已知滾珠絲杠螺母副的預緊力F=976.56N，滾珠絲杠螺母副的基本導程L=10mm=0.01mm，滾珠絲杠螺母副的效率=0.94，由式（2-56）得Tf=6.3 計算坐標軸折算到電動機軸上的各種所需力矩（

18、1）計算線性加速度力矩T。 已知機床執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的最高轉速n=1500r/min，電動機的轉動慣量J=62kgcm，坐標軸的負載慣量J=56.33kgcm，進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益k=20，加速時間=s=0.15s，由式（2-58）得（2） 計算階躍加速力矩。 已知加速時間，由式（2-59）得（3） 計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩。1) 按式(2-61)計算線性加速時空載啟動力矩2) 按式(2-61)計算線性加速時空載啟動力矩3) 按式(2-57a)計算快進力矩4) 按式(2-57a)計算工進力矩6.4選擇驅動電動機的型號(1)選擇驅動電動機的型號 根據(jù)以上計算和

19、表2-14，選擇日本FANUC公司生產的a12/3000i型交流伺服電機為驅動電機。主要技術參數(shù)如下：額定功率：3kW,最高轉速：3000r/min，額定力矩：12N.m,轉動慣量：,質量：18kg。 交流伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的510倍。若按5倍計算，則該電動機的加速力矩為60N.m，均大于本機床工作臺的線性加速時所需的空載啟動力矩以及階躍加速時所需的空載啟動力矩，因此，不管采用何種加速方式，本電動機均滿足加速力矩要求。 該電動機的額定力矩為12N.m，均大于本機床工作臺快進時所需的驅動力矩以及工進時所需的驅動力矩，因此，不管是快進還是工進，本電動機均滿足驅動力矩要求。(2)慣量匹配驗算。 為了使機械傳動系統(tǒng)的慣