立式加工中心工作臺X軸Y軸進給傳動系統(tǒng)設(shè)計

立式加工中心工作臺X軸Y軸進給傳動系統(tǒng)設(shè)計1.1數(shù)控機床進給傳動系統(tǒng)的特點數(shù)控機床的進給運動對工件的坐標和輪廓精度有著重要的影響。因此，進給系統(tǒng)必須具備以下特點：1）摩擦阻力小：為了提高機床的響應(yīng)性能和運動精度，采用滾珠絲杠螺母副、靜壓絲杠螺母副、滾動導(dǎo)軌、靜壓導(dǎo)軌和塑料導(dǎo)軌等，同時考慮適當?shù)淖枘帷?）傳動精度和剛度高：傳動間隙主要來自傳動齒輪副、蝸輪副、絲杠螺母副及及其支撐部件之間，因此采取施加預(yù)緊力或其他消除間隙措施，縮短傳動鏈和在傳動鏈中設(shè)置減速裝置，加大絲杠直徑以及對絲杠螺母副、支承部件、絲杠本身施加預(yù)緊力等措施。3）運動部件慣量?。簻p小運動部件的質(zhì)量、減小旋轉(zhuǎn)零件的直徑和質(zhì)量，以降低其慣量。1.2設(shè)計內(nèi)容及要求1.2.1設(shè)計立式加工中心工作臺（X軸、Y軸）進給傳動系統(tǒng)設(shè)計要求如下：1）工作臺、工件和夾具總質(zhì)量為1200kg，選取工作臺質(zhì)量為800kg，工作臺最大行程為600mm。2）工作臺快速進給速度為2000mm/min。3）工作臺采用滾動直線導(dǎo)軌，導(dǎo)軌的動、靜摩擦系數(shù)均為0.1，工作臺定位精度為20μm，重復(fù)定位精度為8μm，機床壽命為20000h（10年）。4）機床主軸伺服電動機額定功率為6.5kW。5）機床采用斷面銑刀進行強力切削，銑刀直徑為125mm，主軸轉(zhuǎn)速為272r/min，切削情況如表1所示。表1立式加工中心切削情況切削方式進給速度（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1.560精加工1.2.3總體設(shè)計方案暫無明顯問題，不需刪除和改寫。本文介紹了一款立式加工中心的設(shè)計計算。首先確定了工作臺工作面尺寸為400mm×1200mm，并采用滾動直線導(dǎo)軌。對滾球絲杠螺母副進行了預(yù)緊，并采用伺服電動機驅(qū)動，使用錐環(huán)套筒聯(lián)軸器將伺服電動機連接。接下來進行了主切削力及其切削分力的計算，其中主切削力Fz采用了機械效率為0.8的計算方法，得到Fz=1170N。各切削分力的計算結(jié)果為縱向切削力F1=1.17×103N，橫向切削力Fc=2.77×103N，垂向切削力Fv=1.61×103N。導(dǎo)軌摩擦力的計算采用了切削狀態(tài)下和不切削狀態(tài)下的計算方法，得到導(dǎo)軌靜摩擦力Fμ=121N，導(dǎo)軌摩擦力Fμ=164.8N。滾球絲杠螺母副的軸向負載力的計算結(jié)果為最大軸向負載力Famax=1136.8N，最小軸向負載力Famin=121N。最后進行了滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算，確定了滾珠絲杠的導(dǎo)程L為10mm，并計算出了滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的平均轉(zhuǎn)速和平均載荷。根據(jù)式（2-17）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速n，其中n1=n2=n3=n4=v4/20=r/min=2000r/min。根據(jù)式（2-18）計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷Fm。首先計算各項系數(shù)，然后代入式中計算得到Fm=332.5N。確定滾珠絲杠預(yù)期的額定動載荷Cam。根據(jù)式（2-15）計算預(yù)定工作時間，然后查表得到載荷性質(zhì)系數(shù)fw=1.3，精度系數(shù)fa=1，可靠性系數(shù)fc=0.44，代入式中計算得到Cam=6829.602N。另外，根據(jù)式（2-21）估算最大軸向載荷，得到Cam2=5115.6N。取兩者的最大值作為Cam的值。根據(jù)精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑d2m。根據(jù)定位精度和重復(fù)定位精度的要求，計算得到最大軸向變形的值。（2）根據(jù)計算結(jié)果，最小的滾珠絲杠的螺紋底徑為17.66mm。（5）根據(jù)計算結(jié)果，選擇了規(guī)格型號為FFZD4010-3的滾珠絲杠螺母副。（6）預(yù)緊力Fp確定為378.93N，根據(jù)公式（2-29）計算得出。（7）根據(jù)公式計算得出軸承所承受的最大軸向載荷FBmax為1136.8N，預(yù)緊力FBp為378.93N，當量軸向載荷FBam為711.43N，基本額定動載荷C計算得出。徑向載荷Fr和軸向載荷Fa分別為355.725N和616.12N，根據(jù)表(2-25)得出徑向系數(shù)X=1.9和軸向系數(shù)Y=0.54，從而計算得出Frp。1.9*355.725+0.54*616.12=1008.58N，根據(jù)公式C=P/3*1008.58/360nLh=60*280*20000N/100100=7011.71N，確定軸承規(guī)格型號時，在附表A-2查到選用內(nèi)徑為30mm的760206TNI/P4DFA型號的角接觸球軸承，尺寸為30mm×62mm×16mm，負載能力為1450N，額定動載荷為26000N，滿足要求。工作臺部件的裝配圖設(shè)計見圖1和圖2，立式加工中心工作臺計算簡圖見圖3。滾珠絲杠螺母副的最大受力長度L1=766mm，絲杠桿水平安裝時，k1=1，查表2-44，取k2=2，由公式3dF_c=k1k2^2/2L1可得F_c=157263.41N，工作臺滾珠絲杠最大軸向壓縮載荷為F_max=1136.8N，遠小于臨界載荷F_c的值，滿足要求。滾珠絲杠螺母副臨界轉(zhuǎn)速n_c的計算，由圖3可得長度L2=780mm，彈性模量E=2.1×10^5MPa，材料密度ρ=7.8×10^-5N/mm^3，重力加速度g=10×10^3mm/s^2，安全系數(shù)k1=0.8，滾珠絲杠的最小慣性矩為I=67909mm^4，最小截面積A=923.54mm^2，帶入公式2-26可得n_c=8533r/min，滿足要求。根據(jù)工作臺滾珠絲杠的額定動載荷Ca=30000N，軸向載荷=1136.8N，運轉(zhuǎn)條件函數(shù)fw=1.2，滾珠絲杠轉(zhuǎn)速n=2000r/min，可得公式2-37或2-38，進而得到工作壽命Lh=88667h。一般來說，設(shè)計數(shù)控機床時應(yīng)保證滾珠絲杠螺母副的總工作壽命Lh≥2000h，因此這個條件已經(jīng)滿足要求。5.1.機械傳動系統(tǒng)的剛度計算(1)計算滾珠絲杠的拉壓剛度ks本機創(chuàng)工作臺支撐方式為一端固定一端游動，由圖3可知，滾珠絲杠的螺母中心至固定端支撐中心距離a=LY時，滾珠絲杠具有最小拉壓剛度kSmin，有公式2-43a得kSmin=253.42N·μm。當a=LJ=166mm時，滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度kSmax，由公式2-43b得kSmax=1162.59N·μm。(2)計算滾珠絲杠支撐的剛度kb已知軸承接觸角β=60°，滾動體直徑dα-7.144mm，滾動體個數(shù)Z=17，軸承的最大軸向工作載荷FBmax=11.6.8N。由表2-45和表2-46得kb=496.04N·μm。(3)計算滾珠絲杠與軌道的接觸剛度kc查附表A-3得滾珠絲杠的剛度k=973N·μm。額定動載荷Ca=30000N，滾珠絲杠上所承受最大軸向載荷Famax=1136.8N，由公式2-46b得kc=704.1N·μm。(4)計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度k由公式2-47a傳動系統(tǒng)綜合拉壓剛度最大值為kmax=231N·μm，故kmin=135.46N·μm。根據(jù)公式kmax=1/ksmax+1/kc+1/11kb，可得ks=0.0043。5.2.滾珠絲杠螺母副的扭轉(zhuǎn)剛度計算由圖1知扭矩作用點之間的距離L2=1048mm，剪切模量G=8.1×10^4MPa，滾珠絲杠底徑d2=34.3mm。根據(jù)公式2-48得到kθ=10497.35N·m/rad。6.1.計算折算到電動機軸上的負載慣量(1)計算滾珠絲杠的轉(zhuǎn)動慣量J已知滾珠絲杠的密度為7.8×10-3kg/cm3，根據(jù)公式計算得到滾珠絲杠的轉(zhuǎn)動慣量為18.84kg·cm2。計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量J，根據(jù)公式J=.78×10-3D4-d4L得到J為7.39kg·cm2。根據(jù)公式2-65計算折算到電動機軸上的移動部件轉(zhuǎn)動慣量J，得到J=30.43kg·cm。根據(jù)公式2-66計算加在電動機軸上總的負載轉(zhuǎn)動慣量J，得到J=56.66kg·cm2。根據(jù)公式2-54計算怯薛負載力矩T，其中切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力F為1136.8N。電動機每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動距離L=10mm=0.01mm，緊急給傳動系統(tǒng)總效率為0.90，則T=2.01N·m。根據(jù)式（2-55）計算摩擦負載力矩Tf，其中121為滾珠絲杠的摩擦系數(shù)，得到Tf=0.21Nm。根據(jù)式（2-56）計算由滾珠絲杠的預(yù)緊力而產(chǎn)生的附加負載力矩Tf，其中滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力Fp為372.2N，滾珠絲杠螺母副的基本導(dǎo)程L1為10mm=0.01m，滾珠絲杠螺母副效率為0.94，則Tf=0.08Nm。計算機坐標軸折算到電動機軸上各種所需的力矩，其中線性加速力矩Ta根據(jù)式（2-58）計算得到Ta=15.73Nm；階躍加速力矩Ta根據(jù)式（2-59）計算得到Ta=49.69Nm。計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩：首先，根據(jù)式（2-61），計算線性加速度時的空載啟動力矩為16.02Nm，階躍加速度時的空載啟動力矩為49.98Nm。然后，根據(jù)式（2-57a），計算空載時的加速力矩為0.29Nm，切削時的工進力矩為2.09Nm。選擇驅(qū)動電動機的型號：根據(jù)以上計算和式（2-4），選擇FANUC12額定功率3Kw，額定力矩12Nm，最高轉(zhuǎn)速3000r/min的3000i系列交流伺服電動機。該電動機的轉(zhuǎn)動慣量為62Kgm，質(zhì)量為18Kg。交流伺服電機的加速度力矩一般為額定功率的5-10倍，按5倍計算，該電動機的加速度力矩為60Nm。這個值大于本工作臺線性加速度時的啟動力矩或階躍加速度時空載啟動力矩，因此無論采用何種加工方式，該電動機都滿足加速力矩要求。滾兩匹配演算：為了使機械傳動系統(tǒng)的慣量達到較合理的匹配，應(yīng)滿足式（2-67），即0.25≤Jd/Jm≤1。本題中，Jd/Jm=56.66/62≤1，因此滿足慣性匹配要求。機械傳動系統(tǒng)動態(tài)分析：首先，根據(jù)滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度k=135×106Nm，機床執(zhí)行部件的等效質(zhì)量md=1203.61kg，計算絲杠-工作臺縱向傳動系統(tǒng)的最低固有頻率為334.91rads。然后，根據(jù)絲杠扭轉(zhuǎn)剛度kφ=10497.35N·mrad，絲杠和工作臺的轉(zhuǎn)動慣量Js=0.0027kg·m2，計算扭轉(zhuǎn)振動系統(tǒng)的最低固有頻率為。八、機械傳動系統(tǒng)誤差計算分析8.1計算機械傳動系統(tǒng)的反響壓死Δ根據(jù)公式2-52，已知進給傳動系統(tǒng)拉壓剛度kmin=135×106Nm，主軸靜摩擦為F=121N，可得Δ=2δμ=1.79μm，小于2.67μm，因此滿足要求。8.2計算機械傳動系統(tǒng)綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差δ根據(jù)公式2-53，已知拉壓剛度的最小值kmin=11/3×kmax=135×106Nm，可得δ=0.37μm，小于4μm，因此滿足要求。8.3計算滾珠絲杠因扭轉(zhuǎn)變形產(chǎn)生的誤差（1）根據(jù)公式2-49，計算由扭矩引起的滾珠絲杠傳動副的變形量θ，負載力矩T=kj·e·p=0.29N·m=290N·mm。由圖得扭矩作用點之間的距離x-=1.54mm，絲杠底徑d=34.3mm，則θ=7.21×10-2rad。（2）由該扭轉(zhuǎn)變形量θ引起的軸向移動滯后量δ將影響工作臺的定位精度。根據(jù)[1]式(2-50)得δ=0.4μm。九、確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號9.1確定滾珠絲杠螺母副的精度等級本機床工作臺采用半閉環(huán)控制系統(tǒng)，要求eρ=15μm<15.5μm，且eρ≤0.8×(定位精度-δkmax-δ)=15.4μm。查[1]表(2-2