立式加工中心滑座及X向進給系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計

PAGE2優(yōu)秀機械畢業(yè)設計CAD圖紙通過答辯QQ194535455摘要數(shù)控機床是裝備制造業(yè)的基礎，一個國家數(shù)控機床業(yè)的水平已經(jīng)成為衡量該國制造業(yè)水平、工業(yè)現(xiàn)代化程度的重要標志。立式加工中心是數(shù)控機床的集中體現(xiàn)，對它進行研究，可深入了解數(shù)控技術及數(shù)控機床。但是立式加工中心的工作性能受機床進給系統(tǒng)、滑座等功能部件的直接影響。設計合理的進給系統(tǒng)，滑座結(jié)構(gòu)對提高立式加工中心工作性能有重要的意義。本文主要研究內(nèi)容如下：本文對VMC850滑座進行了結(jié)構(gòu)設計及精度設計，并進行了進行了靜力計算及有限元分析。本文對VMC850X向進給系統(tǒng)進行了總體方案設計與零部件設計。本文對VMC850X向進給系統(tǒng)中伺服電機進行了選擇計算與校核。本文對VMC850X向進給系統(tǒng)中滾珠絲杠副進行了選擇計算與校核。本文對VMC850X向進給系統(tǒng)中滾動軸承進行了選擇計算與校核。本文對VMC850X向進給系統(tǒng)中直線導軌進行了選擇計算與校核。關鍵詞：立式加工中心；滑座；X向進給系統(tǒng)；滾珠絲杠；伺服電機

AbstractThecomputernumericalcontrolmachinetoolsisthebasisoftheequipmentmanufacturingindustry.TheleveloftheCNCmachinetoolsindustryhasbecomeanimportantsymboltomeasurethelevelofthecountry'smanufacturingindustryandthedegreeofmodernization.TheverticalmachiningcenteristheembodimentoftheCNCmachinetools.Byresearchit,wecanhavein-depthunderstandingofCNCtechnologyandCNCmachinetools.Buttheworkperformanceoftheverticalmachiningcenterisdirectlyeffectedbythemainfunctioncomponentsofverticalmachiningcenter,suchasthefeedsystemandtheslide,etc.ThereasonabledesignofthefeedsystemandtheReasonablestructuraldesignoftheslideisbeneficialtoimprovetheworkingperformanceoftheVerticalmachiningcenter.Themaincontentofthispaperasfollows:(1)Thestructuraldesignandprecisiondesignoftheslide,theforcecalculationandanalysisoftheslide,andfinallythefiniteelementanalysisoftheslide.(2)TheoverallprogramdesignandthepartsdesignoftheXfeedsystem.(3)ThecalculateandcheckoftheservomotoroftheXfeedsystem.(4)ThecalculateandcheckoftheballscrewoftheXfeedsystem.(5)ThecalculateandcheckoftherollingbearingoftheXfeedsystem.(6)ThecalculateandcheckofthelinearguidewayoftheXfeedsystem.Keywords:Theverticalmachiningcenter；slide；Xfeedsystem；ballscrew；servomoto優(yōu)秀機械畢業(yè)設計CAD圖紙通過答辯QQ194535455優(yōu)秀機械畢業(yè)設計CAD圖紙通過答辯QQ194535455Ⅲ目錄1緒論 11.1國產(chǎn)數(shù)控機床現(xiàn)狀 11.2立式加工中心的特點 21.3研究的意義 31.4本論文的內(nèi)容 42滑座結(jié)構(gòu)設計 52.1滑座材料選擇 62.2滑座結(jié)構(gòu) 62.2.1滑座截面設計 62.2.2滑座肋布置 82.2.3滑座上圓孔和方孔設計 92.2.4滑座壁厚及肋厚度計算 102.2.5滑座最終結(jié)構(gòu) 112.3滑座的靜力計算 122.4滑座有限元分析 123X向進給系統(tǒng)設計與分析 173.1X向進給系統(tǒng)總體方案設計 173.1.1技術參數(shù) 173.1.2X向進給系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及工作原理 173.2滾珠絲杠副的設計計算 183.2.1導程Ph的確定 193.2.2當量載荷及當量轉(zhuǎn)速的計算 203.2.3預期額定動載荷的確定 223.2.4允許最大軸向變形的估算 233.2.5底徑d2的估算 233.2.6預緊力Fp的計算 243.2.7其它尺寸的確定 243.3伺服電機的選擇計算 243.3.1作用在滾珠絲杠副上轉(zhuǎn)矩的計算 253.3.2負荷轉(zhuǎn)動慣量及傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)動慣量的計算 263.3.3加速轉(zhuǎn)矩Ta和最大加速轉(zhuǎn)矩Tam 273.3.4電機的最大啟動轉(zhuǎn)矩 273.3.5電機連續(xù)工作時的最大轉(zhuǎn)矩 273.3.6電機輸出軸直徑的計算 283.3.7聯(lián)軸器的選擇 283.4滾動軸承的選擇計算 283.4.1初選軸承型號 283.4.2計算軸承的徑向載荷Fr和軸向載荷Fa 293.4.3計算當量動載荷Pa和當量靜載荷Pao 293.4.4計算壽命L10h 303.4.5校核靜載荷 313.4.6校核動載荷 313.4.7校核極限轉(zhuǎn)速 313.4.8游動端軸承的選用 323.5滾珠絲杠的校核 323.5.1傳動系統(tǒng)剛度計算 323.5.2傳動系統(tǒng)剛度驗算 343.5.3滾珠絲杠副壓桿穩(wěn)定性的效驗 343.5.4滾珠絲杠副極限轉(zhuǎn)速的校驗 353.5.5Dn值校驗 353.5.6額定靜載荷校驗 363.6直線導軌的選用 363.6.1初選導軌型號 373.6.2校核靜安全系數(shù)fs 373.6.3計算導軌壽命 383.6.4確定導軌型號 394滑座精度要求 404.1滑座加工幾何精度要求 404.2滑座裝配幾何精度要求 415總結(jié) 43致謝 44參考文獻 45PAGE4PAGE51緒論裝備工業(yè)是制造業(yè)和國民經(jīng)濟產(chǎn)業(yè)的基礎，數(shù)控技術及裝備技術是制造工業(yè)的重要基礎。數(shù)控技術是運用電腦程序控制機器，按照提前編寫的程式對零件進行自動加工，對制造業(yè)實現(xiàn)柔性自動化、集成化和智能化起著舉足輕重的作用。數(shù)控裝備是依靠數(shù)控技術為代表的新技術對傳統(tǒng)以及新興制造業(yè)的侵蝕從而產(chǎn)生機電一體化的產(chǎn)品。數(shù)控技術作為生成自動化的重要基礎，是現(xiàn)代制造設備的重中之重，是我國工業(yè)和工業(yè)自動化的重要技術手段。加工中心從數(shù)控銑床發(fā)展而來的，具有自動交換加工刀具的能力，通過在刀庫上安裝不同用途的刀具，可在一次裝夾中通過自動換刀裝置改變主軸上的加工刀具，實現(xiàn)多種加工功能。與普通數(shù)控機床相比，其優(yōu)點為：大大的減少了工裝數(shù)量加工質(zhì)量穩(wěn)定，加工精度高，重復精度高，極大的提高了生產(chǎn)效率。加工中心按照主軸軸線與工作臺設置方式不同分為立式加工中心與臥式加工中心。立式加工中心是指主軸軸線與工作臺垂直設置的加工中心，主要適用于加工板類、盤類、模具及小型殼體類復雜零件。立式加工中心一般具有三個直線運動坐標軸，并可在工作臺上安裝一個沿水平軸旋轉(zhuǎn)的回轉(zhuǎn)臺，用以加工螺旋線類零件。立式加工中心能完成銑削、鏜削、鉆削、攻螺紋和用切削螺紋等工序。立式加工中心最少是三軸二聯(lián)動，一般可實現(xiàn)三軸三聯(lián)動。有的可進行五軸、六軸控制。立式加工中心立柱高度是有限的，對箱體類工件加工范圍要減少，這是立式加工中心的缺點。但立式加工中心工件裝夾、定位方便；刃具運動軌跡易觀察，調(diào)試程序檢查測量方便，可及時發(fā)現(xiàn)問題，進行停機處理或修改；冷卻條件易建立，切削液能直接到達刀具和加工表面；三個坐標軸與笛卡兒坐標系吻合，感覺直觀與圖樣視角一致，切屑易排除和掉落，避免劃傷加工過的表面。1.1國產(chǎn)數(shù)控機床現(xiàn)狀數(shù)控機床是當代裝備制造業(yè)的基礎，國產(chǎn)數(shù)控機床經(jīng)歷了30年的發(fā)展，期間發(fā)展迅猛，并且已運用到各行各業(yè)中。國內(nèi)產(chǎn)品可謂百花齊放，在國際機床展會均有亮相，達到世界先進水平。雖然國產(chǎn)數(shù)控機床與國際先進水平差距逐漸縮小，但由于中國制造工業(yè)起步晚，技術水平和基礎相對落后，數(shù)控機床的性能、水平和可靠性與工業(yè)發(fā)達國家相比，還存在一定的差距。目前主要問題有：1、核心技術嚴重缺乏目前國內(nèi)能做的中、高端數(shù)控機床，多數(shù)處于組裝和制造環(huán)節(jié)，關鍵零部件和關鍵技術主要依賴進口，未掌握其核心技術。數(shù)控功能部件是另一個薄弱環(huán)節(jié)。功能部件是構(gòu)筑21世紀現(xiàn)代數(shù)控機床的基礎，其性能和價格決定了數(shù)控機床的性能和價格。國產(chǎn)數(shù)控機床的主要故障大多出在功能部件上，它是影響國產(chǎn)數(shù)控機床使用的主要根源。從國產(chǎn)數(shù)控機床的開發(fā)和使用來看，功能部件急需技術攻關。2、技術創(chuàng)新和成果轉(zhuǎn)化與市場脫節(jié)適銷對路的產(chǎn)品是企業(yè)在市場競爭中取勝的根本，技術創(chuàng)新是產(chǎn)品滿足市場需要的關鍵。目前，國內(nèi)多數(shù)企業(yè)在技術創(chuàng)新方面都不重視，也沒有明確的市場定位，只是參考模仿主流技術。數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)自身發(fā)展還是要靠人才培養(yǎng)來提高，企業(yè)素養(yǎng)也很重要。雖然近年來的改制、改組有一些初步成效，但這些成就來之不易。所以在市場需求巨大的形勢下，要看清趨勢，穩(wěn)健求發(fā)展，重點抓能力。我國要成為制造大國，而非加工大國，這是機床行業(yè)要重視的，否則可能造成科技攻關的新產(chǎn)品與發(fā)達國家產(chǎn)品的差距很大，白白浪費有限的人力物力。其次在技術創(chuàng)新取得成果后，推廣缺乏市場化的全面安排。不健全的質(zhì)量保證體系、未制定的相應規(guī)范和標準以及嚴重滯后的制造工藝研究使得國產(chǎn)數(shù)控機床市場占有率逐年下降。1.2立式加工中心的特點1、機床的剛度高、抗振性好。為了滿足立式加工中心自動化、高速度、高精度、高可靠性的要求，立式加工中心的靜剛度、動剛度和機械系統(tǒng)的阻尼比都高于普通機床（機床在靜態(tài)力作用下縮表現(xiàn)的剛度稱機床的靜剛度；機床在動態(tài)力作用下縮表現(xiàn)的剛度稱為機床的動剛度）。2、機床的傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，傳遞精度高、速度快。立式加工中心傳動裝置主要有三種，即滾珠絲杠副、靜壓蝸桿——蝸母條、預加載荷齒輪雙齒輪——齒條。它們由伺服電動機直接驅(qū)動，省去齒輪傳動機構(gòu)，傳遞精度高、速度快。一般速度可達15m/min，最高可達100m/min。3、主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，無齒輪箱變速系統(tǒng)（特殊的也只保留（1~2）級齒輪傳動）。主軸功率大，調(diào)速范圍寬，并可無級調(diào)速。目前立式加工中心95%以上的主軸傳動都采用交流伺服系統(tǒng)，速度可從（10~20000rpm）無級調(diào)速。驅(qū)動主軸的伺服電動機功率一般都很大，都是普通機床的1~2倍，由于采用了交流伺服主軸系統(tǒng)，主軸電機的功率雖然大，但輸出的功率與實際功率消耗功率保持同步，不存在大馬拉小車那種浪費電力情況，因此其工作效率最高，從節(jié)能角度看，加工中心又是節(jié)能型的設備。4、加工中心的導軌都采用了耐磨損材料和新結(jié)構(gòu)，能長期的保持導軌的精度，在高速重切削下，保證運動部件不振動，低速進給時不爬行及運動中的高靈敏度。導軌采用剛導軌、淬火硬度≥57HRC，與導軌配合面用聚四氟乙烯貼層。這樣處理的優(yōu)點：（1）摩擦系數(shù)??；（2）耐磨性好；（3）減振消聲；（4）工藝性好。綜合以上優(yōu)點，可知立式加工中心的精度壽命比一般的機床高。5、設備有刀庫和換刀結(jié)構(gòu)。這是加工中心與數(shù)控銑床和數(shù)控鏜床的主要區(qū)別，使立式加工中心的功能和自動化加工能力更強了。立式加工中心的刀庫容量少的有幾把，多的達幾百把。這些刀具通過換刀結(jié)構(gòu)自動調(diào)用和更換，也可通過控制系統(tǒng)對刀具壽命進行管理。6、控制系統(tǒng)安全。它不但可對刀具的自動加工進行控制，還可對刀庫進行控制管理，實現(xiàn)刀具自動交換。有的立式加工中心還具有多個工作臺，工作臺可自動交換，不但能對對一個工件進行自動加工，而且還可對一批工件進行自動加工。隨著加工中心控制系統(tǒng)的發(fā)展，其智能化的程度越來越高，如FANUC16，系統(tǒng)可實現(xiàn)人機對話、在線自動編程，通過彩色顯示器與手動操作鍵盤的配合，還可以實現(xiàn)程序的輸入、編輯、修改、刪除，具有前臺操作、后臺編輯的前后臺功能。加工過程中實現(xiàn)在線檢測，檢測出的偏差可自動修正，保證工件加工一次成功，從而可防止廢品產(chǎn)生。1.3研究的意義滑座是立式加工中心的主要組成部分，其強度、剛度、熱變形、基本階固有頻率在很大程度上影響機床的性能。為提高立式加工中心性能，降低成本必須設計結(jié)構(gòu)合理的滑座。X向進給系統(tǒng)的設計是立式加工中心設計進給系統(tǒng)的一部分，其設計準確度直接影響到立式加工中心加工零件的精度。在科技水平日益提高的今天，準確設計立式加工中心進給系統(tǒng)尤為重要。1.4本論文的內(nèi)容本畢業(yè)設計說明書共分為五章。第一章緒論介紹國產(chǎn)數(shù)控機床現(xiàn)狀，并對本次設計設計的意義及目的做以說明。第二章滑座結(jié)構(gòu)設計主要介紹滑座的設計思路及方法，包括滑座材料選擇，滑座結(jié)構(gòu)，同時對滑座進行受力計算和分析。第三章X向進給系統(tǒng)設計與分析主要介紹X向進給系統(tǒng)總體方案設計，滾珠絲杠副的選擇計算及校核，伺服電機的選擇計算及校核，直線導軌的選擇計算及校核。第四章主軸系統(tǒng)和立柱精度要求主要介紹滑座的加工幾何精度要求、裝配幾何精度要求。第五章總結(jié)給出本文的主要結(jié)論。優(yōu)秀機械畢業(yè)設計CAD圖紙通過答辯QQ1945354552滑座結(jié)構(gòu)設計滑座是立式加工中心的重要基礎構(gòu)件，其結(jié)構(gòu)及布局是否合理將直接影響機床的加工質(zhì)量和生產(chǎn)率。如圖2.1所示，工作臺通過X向?qū)к壖盎瑝K安裝在滑座上，在X向進給系統(tǒng)的帶動下可在X向?qū)к壣涎豖向運動?；ㄟ^Y向?qū)к壖盎瑝K安裝在床身上，在Y向進給系統(tǒng)的帶動下可在Y向?qū)к壣涎豗向運動。在X、Y向進給系統(tǒng)的配合下，立式加工中心可在XY平面內(nèi)加工出復雜零件的曲線輪廓。圖2.1滑座與周圍部件連接圖滑座2、工作臺3、床身4、X向絲杠5、X向?qū)к壟c滑塊6、X向電機座7、Y向絲杠8、Y向?qū)к壟c滑塊9、Y向電機座靜態(tài)時滑座主要承受工作臺的重力，在立式加工中心加工工件過程中，刀具及工件之間的相互動態(tài)力沿著工作臺傳遞給滑座并使之振動，所以滑座不僅受到靜態(tài)力作用還受到動態(tài)力作用?？紤]到立式加工中心的加工質(zhì)量及生產(chǎn)率，對滑座的基本要求有以下幾點：（1）應具有足夠的剛度和較高的剛度質(zhì)量比，后者在很大程度上反應了設計的合理性；（2）應具有較好的動態(tài)特性；（3）應使整機的熱變形較小；（4）應該排屑暢通、吊運安全，并具有良好的工藝性，以便于制造和裝配。2.1滑座材料選擇灰鑄鐵材料易于鑄造，且加工性好、制造成本低，并具有良好的耐磨性和減震性。可選擇HT250作為滑座的材料。HT250是珠光體類型的灰鑄鐵，具有很好的流動性，體收縮和線收縮小，容易獲得形狀復雜的鑄件，但鑄件需進行人工時效處理。在鑄造過程中加入少量磷、鈦、釩等合金元素可提高耐磨性能。2.2滑座結(jié)構(gòu)在上面，本文已經(jīng)分析立式加工中心滑座受力工況。滑座主要承受由重力產(chǎn)生的彎矩、壓應力，由加工產(chǎn)生的動態(tài)力。因此結(jié)構(gòu)必須具有較高的抗彎慣性矩。2.2.1滑座截面設計參考《機械設計手冊-單行本機架、箱體、導軌》，零件的抗彎、抗扭強度和剛度除了與截面面積有關外，還取決于截面形狀。因此在設計過程中，合理的改變滑座截面形狀，增加其慣性矩和截面系數(shù)，可以提高滑座的強度和剛度，從而充分的發(fā)揮材料的作用。因此正確選擇截面形狀是結(jié)構(gòu)設計中的一個重要問題。表2.1列舉了截面積相等而截面形狀不同的等截面桿的抗彎和抗扭慣性矩的相對值。相對值是以圓形截面慣性矩為對比基準，其他慣性矩與之相比得到的相對值。表2.1常見截面的抗彎、抗扭慣性矩比值截面形狀（面積相等）抗彎慣性矩相對值抗扭慣性矩相對值截面形狀（面積相等）抗彎慣性矩相對值抗扭慣性矩相對值111.040.883.032.894.130.435.045.373.451.276.320.076.903.987.350.82190.09由表2.1慣性矩的相對值可以看出，圓形截面具有較高的抗扭剛度，但是抗彎剛度較差，故宜用于受扭為主的零件結(jié)構(gòu)設計。工字形截面的抗彎剛度最大，但是抗扭剛度很低，故宜用于純彎零件結(jié)構(gòu)設計。矩形截面抗彎、抗扭分別低于工字形和圓形截面，但是其綜合剛度最好。（各種形狀的截面，其封閉空心截面的剛度比實心截面的剛度大）另外，截面面積不變，加大外形輪廓尺寸，減小壁厚，也使材料原理中性軸的位置，提高截面的抗彎和抗扭剛度。封閉截面比不封閉截面得抗扭剛度高的多。工作臺經(jīng)滑塊、導軌傳遞給滑座的力主要集中在滑座兩側(cè)，所以滑座主要是彎曲扭矩，故其抗彎剛度必須得高，可采用工字型截面形狀設計。最終滑座的截面設計結(jié)果如圖2.2所示。圖2.2滑座截面圖2.2.2滑座肋布置參考《機械設計手冊-單行本機架、箱體、導軌》，肋分為肋板和肋條兩種。肋條只有有限的高度，不能連接整個截面，所以在設計中選用肋板作為加強肋。1、在滑座截面中布置肋的作用（1）可以提高滑座的強度、剛度和減輕滑座的質(zhì)量。（2）由于滑座采用薄壁矩形截面，布置肋可以減少滑座截面畸變，在大面積的薄壁上布肋可縮小局部變形和防止薄壁振動及降低噪聲。（3）滑座采用鑄造工藝，肋可使鑄件壁厚均勻，防止金屬堆積而產(chǎn)生縮孔、裂紋等缺陷；作為補縮通道，擴大冒口的補縮范圍；改善鑄型的充滿性，防止出現(xiàn)夾沙等缺陷。散熱。2、在滑座截面中合理布置肋的原則肋的布置應有效提高滑座的強度和剛度。為有效的提高滑座抗彎剛度肋應該布置在彎曲平面內(nèi)；為使載荷分布均勻，肋的布置應有利于將局部載荷傳遞給其他壁板；為提高滑座強度，帶孔肋應避免布置在滑座主傳力肋板的位置上。（2）肋的布置應考慮彈性匹配。在設計過程中，滑座剛度設計應考慮彈性匹配，否則將影響整個立式加工中心的性能。（3）肋的布置應考慮經(jīng)濟性。在強度、剛度滿足條件的前提下，應選用材料消費少、焊接費用低的布肋方式。3、肋板的布置形式對滑座的影響如表2.2示。表2.2布置對封閉式箱體結(jié)構(gòu)剛度的影響序號模型彎曲剛度指數(shù)（X-X）扭轉(zhuǎn)剛度指數(shù)11.01.021.161.4431.021.3341.111.6751.132.02根據(jù)表2.2可知，采用多縱向肋布置方式可有效提高滑座的抗彎剛度。2.2.3滑座上圓孔和方孔設計由于結(jié)構(gòu)上和工藝上的要求，在滑座壁上往往會開一些孔。這些孔的形狀、大小和位置對滑座的剛度均有一定的影響。圖2.3表面在彎矩、扭矩作用下，圓孔對箱型截面梁剛度的影響。從中可以發(fā)現(xiàn)，梁的剛度隨著孔的直徑變大而減小，當D/H>0.4時，剛度明顯下降；同時梁中性軸附近的孔對零件剛度的影響要小于遠離中性軸孔。綜合考慮其對主軸箱鑄造性能和剛度的影響，主軸箱的圓孔盡量靠近中性軸。彎矩彎矩圖2-3孔的位置和直徑對箱形截面梁剛度的影響2.2.4滑座壁厚及肋厚度計算滑座壁厚的選擇取決其強度、剛度、材料、鑄件尺寸、質(zhì)量、和工藝等因素。參考《機械設計手冊》，按照當前工藝水平，鑄鐵件的壁厚可按表2.3根據(jù)當量尺寸N選擇。當量尺寸計算公式如下：式2-1式中：——當量尺寸——鑄件的長度（m）——鑄件的寬度（m）——鑄件的高度（m）本文設計的滑座相關尺寸如下：L=1.9m，B=0.451m，H=0.278m由式2.1計算得：N=1.5097m表2.3灰鑄鐵件的壁厚選擇當量尺寸(m)外壁厚(mm)內(nèi)壁厚(mm)0.3650.75861.01081.512101.814122.016122.518143.020163.522184.024204.525205.026226.028247.030258.032289.0363210.04036根據(jù)表2.3并參閱沈陽機床相關產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，確定滑座壁厚為20mm，肋厚度為16mm2.2.5滑座最終結(jié)構(gòu)前幾小節(jié)分別對滑座截面形狀設計、肋板布置形式設計、圓孔方孔設計以及壁厚與肋板厚度選擇進行了論述，最終參考機械設計手冊、實用機床設計手冊、沈陽機床相關產(chǎn)品，設計確定立式加工中心滑座結(jié)構(gòu)。圖2.4是滑座的全剖圖，從圖中可以看出滑座的部分內(nèi)部結(jié)構(gòu)。圖2.4滑座的全剖圖如上設計的立式加工中心滑座具有足夠的剛度、較高的剛度質(zhì)量比、較好的動態(tài)特性、較小的熱變形、良好的工藝性、便于制造和裝配，能夠滿足立式加工中心的加工質(zhì)量及生產(chǎn)率要求。2.3滑座的靜力計算靜態(tài)時，滑座受到的力主要為工作臺、電機座、絲杠、導軌、軸承座及電機的壓力與Y向?qū)к壔瑝K的支撐力。上述各零部件的質(zhì)量如表2.4所述。所以滑座受到的壓力約為2956N，受到Y(jié)向?qū)к壔瑝K的支撐力約為6962N。表2.4滑座及滑座上各主要零部件的質(zhì)量零部件質(zhì)量(Kg)零部件質(zhì)量(Kg)滑座408.8工作臺233.6電機座14.6絲杠16導軌16軸承座1.46X向電機18其他零件22.4滑座有限元分析由于滑座的變形直接影響加工中心的精度，為了分析由于穩(wěn)態(tài)外載荷所引起的滑座的位移、應力、應變和作用力，及對加工中心精度的影響。需要對滑座進行靜力學分析。下面是滑座的有限元分析步驟。1、首先在CATIA中完成了滑座的三維建模，并給待分析零件添加鑄鐵材料；然后在進入有限元分析模塊（Analysis&Simulation>GenerativeStructuralAnalysis），并選擇靜態(tài)分析選項。進入靜態(tài)分析界面：如圖2.5所示：圖2.5滑座線性靜力學分析系統(tǒng)2、進行網(wǎng)格劃分，由于此零件比較簡單，為了更加準確的分析此滑座的相關參數(shù)，所以我們劃分的網(wǎng)格比較小。網(wǎng)格劃分如圖2.6所示：圖2.6滑座網(wǎng)格劃分結(jié)果3、給滑座添加載荷和約束?；ㄟ^底面的16個通孔，用螺釘與Y向?qū)к壣系幕瑝K連接，因此與滑塊連接處限制了的除Y軸方向移動自由度外的5各自由度，滑座的Y軸方向的移動自由度是通過滾珠絲杠實現(xiàn)，因此在與滾珠絲杠相連的絲杠螺母座位置限制滑座Y軸方向的移動自由度。靜態(tài)時滑座的受力情況在上文已經(jīng)分析?；砑蛹s束結(jié)果如圖2.7所示。圖2.7滑座添加約束圖滑座添加載荷結(jié)果如圖2.8所示。圖2.8滑座添加載荷圖4、滑座線性靜力學分析結(jié)果 經(jīng)過計算得出滑座受靜態(tài)力時，滑座的最大變形為0.0023mm，最大應力為9.8×105N，?；膽D和變形圖分別由圖2.9、圖2.10、圖2.11表示。圖2.9滑座總體應力圖圖2.10滑座局部應力圖從圖2.9、圖2.10中可以發(fā)現(xiàn)滑座在16個固定孔處應力最大，其它部位都沒有應力集中出現(xiàn)，可以發(fā)現(xiàn)已設計的滑座結(jié)構(gòu)比較合理，應力分布比較均勻，因此具有較高的可靠性。圖2.11滑座變形圖從變形圖，可以發(fā)現(xiàn)變形量最大的位置出現(xiàn)在電機座安裝端。3X向進給系統(tǒng)設計與分析立式加工中心的性能很大程度上取決于伺服進給系統(tǒng)的性能，因此設計合理的高性能伺服進給系統(tǒng)是加工中心設計成敗的關鍵之一。伺服進給系統(tǒng)是以機床移動部件位置為控制量的自動控制系統(tǒng)，主要有伺服控制電路、伺服驅(qū)動裝置、機械傳動機構(gòu)及執(zhí)行部件組成。本章主要對X向進給系統(tǒng)的伺服驅(qū)動裝置、機械傳動機構(gòu)及執(zhí)行部件的設計與選用進行詳細介紹。3.1X向進給系統(tǒng)總體方案設計3.1.1技術參數(shù)X向行程850mmX向快速進給速度32m/min工作臺長度1000mm工作臺寬度500mm工作臺重量2290N工作臺最大承重600kg定位精度0.005/300mm重復定位精度0.003mm最大進給加速時間0.1s3.1.2X向進給系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及工作原理如圖3.1所示，立式加工中心的X向進給系統(tǒng)主要由伺服電機、彈性聯(lián)軸器、電機座、軸承、軸承座、滾珠絲杠副、直線導軌副等零件組成。絲杠螺母、滑塊與工作臺通過螺釘聯(lián)接；滾珠絲杠通過軸承安裝在軸承座、電機座內(nèi)，軸承座、電機座、直線導軌與用螺釘固定在滑座上。進給系統(tǒng)工作時，伺服電機通過彈性聯(lián)軸器帶動滾珠絲杠轉(zhuǎn)動，滾珠絲杠副作X向移動，工作臺在滾珠絲杠副帶動下沿直線導軌作X向移動。圖3.1向進給系統(tǒng)裝配圖1、伺服電機2、滾珠絲杠副3、直線導軌副4、工作臺5、滑座6、彈性聯(lián)軸器7、電機座8、軸承座3.2滾珠絲杠副的設計計算滾珠絲杠副是回轉(zhuǎn)運動與直線運動相互轉(zhuǎn)換的一種新型傳動裝置，具有很高的傳動精度、定位精度以及寬的進給調(diào)速范圍，此外還有響應速度快，傳動無間隙，穩(wěn)定性好，壽命長，使用維護方便等優(yōu)點。故滾珠絲杠副在中等載荷、進給速度要求不十分高、行程范圍不太大(小于4-5m)的一般高速加工中心和其它經(jīng)濟型高速數(shù)控機床經(jīng)常被采用。滾珠絲杠副由絲杠、螺母、滾球、預壓片、反向器、防塵器組成。將滾珠放入螺母與絲杠加工的凹半圓弧螺紋中，滾珠沿螺旋滾道滾動，帶動螺母或絲杠軸向移動，將原先傳動中使用的T形絲杠的螺紋摩擦變?yōu)闈L動摩擦，因此降低了摩擦阻力，消除了局部爬行現(xiàn)象，從而提高了傳動精度與傳動機械效率。滾珠絲杠副有很多優(yōu)點：與滑動絲杠副相比驅(qū)動力矩為1/3由于滾珠絲杠副的絲杠軸與絲杠螺母之間有很多滾珠在做滾動運動,所以能得到較高的運動效率。與過去的滑動絲杠副相比驅(qū)動力矩達到1/3以下,即達到同樣運動結(jié)果所需的動力為使用滾動絲杠副的1/3。高精度的保證滾珠絲杠副是用日本制造的世界最高水平的機械設備連貫生產(chǎn)出來的，特別是在研削、組裝、檢查各工序的工廠環(huán)境方面,對溫度、濕度進行了嚴格的控制，由于完善的品質(zhì)管理體制使精度得以充分保證。微進給可能滾珠絲杠副由于是利用滾珠運動,所以啟動力矩極小,不會出現(xiàn)滑動運動那樣的爬行現(xiàn)象,能保證實現(xiàn)精確的微進給。無側(cè)隙、剛性高滾珠絲杠副可以加予壓,由于予壓力可使軸向間隙達到負值,進而得到較高的剛性(滾珠絲杠內(nèi)通過給滾珠加予壓力,在實際用于機械裝置等時,由于滾珠的斥力可使絲母部的剛性增強)。高速進給可能滾珠絲杠由于運動效率高、發(fā)熱小、所以可實現(xiàn)高速進給(運動)。工作臺在各種切削工況下的受力、進給速度如表3.1所示，以此為基礎設計滾珠絲杠副。表3.1切削工況切削工況切削力(N)進給速度(m/min)工作時間百分比（%）最大切削力40001010粗切削30002540精切削2000229空轉(zhuǎn)載荷03220加速力4450161根據(jù)最大進給加速時間與最大進給速度能夠計算出加速度，而加速力為加速度與工作臺質(zhì)量及其承重質(zhì)量的乘積。滾珠絲杠副的部分組成及尺寸如圖3.2所示。圖3.2滾珠絲杠副的部分組成及尺寸絲杠2、滾珠L1、螺紋全長d1、滾珠絲杠螺紋外徑d2、滾珠絲杠螺紋底徑Dpw、節(jié)圓直徑Ph、導程3.2.1導程Ph的確定滾珠絲杠導程Ph的確定需要綜合考慮立式加工中心傳動要求、負載大小和傳動效率等因素。根據(jù)立式加工中心傳動要求，其公式為：Ph=Vmax/inmax············································式3.1式中：Vmax——X向快速進給速度，m/min;I——傳動比，因電機與滾珠絲杠副直接聯(lián)接，i取1；Nmax——驅(qū)動電機最高轉(zhuǎn)速，r/min。將Vmax=32m/min，nmax=2000r/min帶入式3-1得：Ph=16mm。參照《機械設計手冊》，綜合考慮各因素后，選取Ph=16mm。3.2.2當量載荷及當量轉(zhuǎn)速的計算切削時，使被加工材料發(fā)生變形而成為切削所需的力稱為切削力。切削力主要包括切削層材料和工件表面層材料對彈性變形、塑性變形的抗力；刀具前刀面與切屑、刀具后刀面與工件表面間的摩擦阻力。如圖3.3所示，為了方便分析計算，將切削力F分解為三個相互垂直的分力Fc、Fp、Ff。主切削力Fc垂直于基面，與切削速度Vc的方向一致，背向力Fp平行于基面，并與進給方向垂直，進給力Ff平行于基面，并與進給方向平行。上述三個分力中，F(xiàn)c值最大，F(xiàn)p為（0.15~0.7）Fc，F(xiàn)f為（0.1~0.6）Fc?！ぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁな?.2由式3.2得：Fc=（0.54~0.97）F，F(xiàn)p=（0.15~0.38）F，F(xiàn)f=（0.10~0.32）F，圖3.3切削力分力圖工作載荷F是指數(shù)控機床工作時，實際作用在滾珠絲杠上的軸向作用力，其數(shù)值可用下列進給作用力的實驗公式計算：F=Fxi+Ff············································式3.3式中：Fxi——X方向上的切削分力，N；Ff——導軌摩擦阻力，N。Ff=u（W1+W2+Fz）···································式3.4式中:W1——工作臺重量，N；W2——工作臺最大承重，N；Fz——Z方向上的切削分力，N；u：摩擦系數(shù)，對于直線導軌，u取0.004。根據(jù)式3.3、式3.4、表3.1可計算出在各種切削工況下，滾珠絲杠的軸向作用力?？紤]到需要計算出滾珠絲杠在各工況下受到的最大軸向載荷，取Fx=Fc=0.97F，F(xiàn)z=Fp=0.24F。最大切削力：F1=0.97×4000+0.004×（2290+5880+0.24×4000）=3917N；粗切削：F2=0.97×3000+0.004×（2290+5880+0.24×3000）=2945N；精切削：F3=0.97×2000+0.004×（2290+5880+0.24×2000）=1975N；空轉(zhuǎn)載荷：F4=0.004×（2290+5880）=33N；加速：F5=4450+0.004×（2290+5880）=4483N。所以，滾珠絲杠在各種切削工況下受到的軸向載荷中，空轉(zhuǎn)載荷時最小，為F4=33N；加速時最大，為F5=4483N。由于立式加工中心滾珠絲杠的軸向載荷與進給速度隨時間變化，為了便于設計計算，可用當量載荷和當量轉(zhuǎn)速來代替。當量載荷和當量轉(zhuǎn)速的計算公式為：·················式3.5····························式3.6式中t1、t2、t3、t4、t5為滾珠絲杠在軸向載荷F1、F2、F3、F4、F5及轉(zhuǎn)速n1、n2、n3、n4、n5下的運行時間。根據(jù)式3.1與表3.1可以得到各種切削工況下的轉(zhuǎn)速n1、n2、n3、n4、n5。分別為：n1=10×1000÷16=625r/min；n2=25×1000÷16=1562.5r/min；n3=2×1000÷16=125r/min；n4=32×1000÷16=2000r/min；n5=16×1000÷16=1000r/min；由式3.5、式3.6得：當量載荷：Fm=2642N；當量轉(zhuǎn)速：nm=1133.75r/min。3.2.3預期額定動載荷的確定查閱《實用機床設計手冊》可知，預期額定動載荷有兩種計算方法，分別是按預期壽命時間計算與按最大軸向載荷計算。按預期壽命時間計算，計算公式為：··························式3.7式中：Fm——滾珠絲杠副當量載荷，N；nm——當量轉(zhuǎn)速，r/min；Lh——預期工作時間，取15000小時；fa——精度系數(shù)，取1.0；fc——可靠性系數(shù)，取0.53；fw——負荷系數(shù)，取1.2；將當量載荷Fm=2642N，當量轉(zhuǎn)速nm=1133.75r/min代人式3.7得Cam=60222N。按最大軸向載荷計算，當滾珠絲杠副有預加載荷時：·······································式3.8式中fc——預加載荷系數(shù)，取4.5;將最大載荷帶入式3.8得：Cam=20173N。選取兩種計算方法計算結(jié)果中的大數(shù)值作為預期額定動載荷的數(shù)值，所以Cam=60222N。3.2.4允許最大軸向變形的估算滾珠絲桿允許最大軸向變形有兩種估算方法，分別為按照定位精度估算和按照重復定位精度估算。按照定位精度估算：δ=（1/4~1/5）×定位精度··································式3.9將定位精度代人式3.9得:δ=0.0028~0.0035mm按照重復定位精度估算：δ=（1/3~1/4）×重復定位精度···························式3.10將重復定位精度代人式3.10得:δ=0.0008~0.001mm選取兩種計算方法計算結(jié)果中的小數(shù)值作為允許最大軸向變形的估算數(shù)值，所以取δ=0.001mm。3.2.5底徑d2的估算滾珠絲杠副的安裝方式是一端固定，一端游動方式。滾珠絲杠底徑d2的估算公式為：········································式3.11式中：a——支撐方式系數(shù)，一端固定一端游動取0.078；u0——導軌靜摩擦系數(shù)，取0.004；L——滾珠絲杠兩軸承支撐點間的距離，常取1.1倍行程+（10~14）Phmm。將W=8170N，L=1248mm,δ=0.001mm代入式3.11中得：d2=16.0mm設計中取34.299mm?6.0mm。3.2.6預緊力Fp的計算當滾珠絲杠最大軸向載荷確定時，預緊力Fp的計算公式為：Fp=1/3Fmax·············································式3.12將Fmax=4483N代人式3-12得：Fp=1494N。所以滾珠絲杠的預緊力Fp取1494N。3.2.7其它尺寸的確定滾珠絲杠的螺紋長度Ls的計算公式為：············································式3.13式中：Lv——有效行程+螺母長度；Le——余程，參考沈陽機床相關產(chǎn)品取為55mm；將Lv=958mm代人式3.13中得：Ls=1068mm。滾珠絲杠的全長L的計算公式為：L=Ls+連接長度+兩端軸承長度+起始距離·············式3.14綜合考慮各因素并參考沈陽機床相關產(chǎn)品后取螺紋長度為1068mm，全長為1395mm。3.3伺服電機的選擇計算伺服電機是指在伺服系統(tǒng)中控制機械元件運轉(zhuǎn)的發(fā)動機。伺服電機可使控制速度，位置精度非常準確，可以將電壓信號轉(zhuǎn)化為轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速以驅(qū)動控制對象。伺服電機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速受輸入信號控制，并能快速反應，在自動控制系統(tǒng)中，用作執(zhí)行元件，且具有機電時間常數(shù)小、線性度高、始動電壓等特性，可把所收到的電信號轉(zhuǎn)換成電動機軸上的角位移或角速度輸出。伺服電機與其他電機相比到底有一下優(yōu)點：精度：實現(xiàn)了位置，速度和力矩的閉環(huán)控制，克服了步進電機失步的問題；轉(zhuǎn)速：高速性能好，一般額定轉(zhuǎn)速能達到2000～3000轉(zhuǎn)；適應性：抗過載能力強，能承受三倍于額定轉(zhuǎn)矩的負載，適用于有瞬間負載波動和要求快速起動的場合；穩(wěn)定：低速運行平穩(wěn)，低速運行時不會產(chǎn)生類似于步進電機的步進運行現(xiàn)象。適用于有高速響應要求的場合；及時性：電機加減速的動態(tài)相應時間短，一般在幾十毫秒之內(nèi)；舒適性：發(fā)熱和噪音明顯降低。3.3.1作用在滾珠絲杠副上轉(zhuǎn)矩的計算作用在滾珠絲杠副上的轉(zhuǎn)矩由兩部分組成，分別是外加載荷產(chǎn)生的摩擦力矩與預加載荷產(chǎn)生的預緊力矩。外加載荷產(chǎn)生的摩擦力矩TF：············································式3.15預加載荷產(chǎn)生的預緊力矩Tp：······································式3.16式中：F——作用在滾珠絲杠副上的外加軸向載荷，N；Fp——p滾珠絲杠副的預緊力，N；Ph——滾珠絲杠副導程，mm；η——未預緊的滾珠絲杠副效率，取為0.9。將F=Fmax=4483N，F(xiàn)p=1494N，Ph=16mm代人式3.15、3.16得：TF=12.68Nm；Tp=0.89Nm。3.3.2負荷轉(zhuǎn)動慣量及傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)動慣量的計算負荷轉(zhuǎn)動慣量JL及傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)動慣量J的計算公式如下：····································式3.17·············································式3.18式中:Ji、ni——各旋轉(zhuǎn)件的轉(zhuǎn)動慣量(kgm2)和轉(zhuǎn)速(r/min)；vj、mj——各直線運動件的質(zhì)量(kg)和速度(m/min)；Jm、nm——電機的轉(zhuǎn)動慣量(kgm2)和轉(zhuǎn)速(r/min)。實心圓柱體轉(zhuǎn)動慣量計算公式為：··········································式3.19式中：D——外徑，m；L——長度，m；ρ——密度，kg/m3。將滾珠絲杠的外徑、長度、密度代入式3.19中，其轉(zhuǎn)動慣量為：J絲杠=3.14×7.85×1395×(40×10-3)4÷32=2.75×10-3Nm立式加工中心加工過程中，工作臺及其上加工件在滾珠絲杠帶動下沿著X向移動，所以將工作臺質(zhì)量及其最大承重及其移動速度代人式3.17得：JL=2.75×10-3+1.5×（32/2×3.14×2000）2=2.75×10-3NmJm?1/3JL=0.92×10-3Nm初選伺服電機型號為FANUCβ22/2000isA06B—0085—B403。其特性曲線如圖3.4所示，最大轉(zhuǎn)矩為45Nm，轉(zhuǎn)子慣量為0.0053Nm。傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)動慣量J為：J=JL+Jm=2.75×10-3+0.0053=8.05×10-3Nm。圖3.4伺服電機的特性曲線3.3.3加速轉(zhuǎn)矩Ta和最大加速轉(zhuǎn)矩Tam當電機轉(zhuǎn)速從n1升至n2時，加速轉(zhuǎn)矩Ta為：·········································式3.20當電機轉(zhuǎn)速從0升至nmax時，最大加速轉(zhuǎn)矩Tam為：·········································式3.21式中：n——電機轉(zhuǎn)速(r/min)；Nmax——電機最高轉(zhuǎn)速(r/min)；ta——加速時間(s)，取0.1s。Tam=8.05×10-3×2×3.14×2000÷(60×0.1)=16.85Nm。3.3.4電機的最大啟動轉(zhuǎn)矩電機的最大啟動轉(zhuǎn)矩計算公式為：·····································式3.22Tr=16.85+12.68+0.89=30.42Nm。電機的最大啟動轉(zhuǎn)矩Tr小于電機的最大轉(zhuǎn)矩，故可滿足啟動要求。3.3.5電機連續(xù)工作時的最大轉(zhuǎn)矩電機連續(xù)工作時的最大轉(zhuǎn)矩TM計算公式為：············································式3.23TM=12.68+0.89=13.57Nm，小于電機的額定轉(zhuǎn)速。最終確定伺服電機選用FANUCβ22/2000is，其輸出功率為2.5Kw。3.3.6電機輸出軸直徑的計算軸的最小直徑計算公式為：·································式3.24式中：P——軸傳遞的功率，kW；n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min；取n=2000r/min；τT——許用切應力，MPa；A——與軸有關的系數(shù)，參照《機械設計》查得，A=110。取d=25mm，可滿足要求。3.3.7聯(lián)軸器的選擇星形彈性聯(lián)軸器是利用星形彈性元件置于兩半聯(lián)軸器凸爪之間實現(xiàn)連接的。工作時，彈性元件受擠壓，聯(lián)軸器凸爪受剪切和彎曲應力。其特點是結(jié)構(gòu)簡單，具有良好的緩沖減振能力，補償兩軸相對位移量大，在此可被選用。聯(lián)軸器實際需要傳遞的轉(zhuǎn)矩應取機械在不穩(wěn)定運行時的動載荷和過載時的最大轉(zhuǎn)矩，在此可選電動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩做為最大轉(zhuǎn)矩，即為45Nm。選用聯(lián)軸器型號為XL325×30/35×30，其公稱轉(zhuǎn)矩為190Nm，許用轉(zhuǎn)速為11800r/min，可滿足使用要求。3.4滾動軸承的選擇計算3.4.1初選軸承型號根據(jù)實際工作條件，滾動軸承主要承受軸向載荷，并承受少量徑向載荷，對絲杠軸承主要要求軸向精度和剛度較高，摩擦力矩要小。采用一端固定、一端游動支撐方式，游動支撐采用深溝球軸承，固定支撐采用60o推力角接觸球軸承。選定軸承型號為NTNBST30×62—1BP4，主要性能參數(shù)如表3.2所示。表3.2選用軸承的性能參數(shù)性能參數(shù)軸向基本額定動載荷CaKN軸向基本額定靜載荷CaoKN1列2列3列1列2列3列29.247.563.059.01181773.4.2計算軸承的徑向載荷Fr和軸向載荷Fa因為絲杠傳遞運動，滑動導軌承載，所以軸承徑向只承受絲杠給予的重力，所以軸承的徑向載荷Fr為78N。軸承的軸向載荷為Fa=Fm=2642N。3.4.3計算當量動載荷Pa和當量靜載荷PaoBST型60o推力角接觸球軸承當量動載荷Pa的計算公式如下：·············································式3.25BST型60o推力角接觸球軸承當量靜載荷Pao的計算公式如下：·················································式3.26式中：fP——載荷系數(shù)，查閱《機械設計》，取fP=1；X——徑向動載荷系數(shù)，由表3.3查得；Y——軸向動載荷系數(shù)，由表3.3查得；Fr——軸承所受的徑向力，N;Fa——軸承所受的軸向力，N。表3.3徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y軸承組合列數(shù)承受軸向負荷的列數(shù)Fa/Fr<2.17Fa/Fr≥2.17XYXY2列1列1.900.550.9212列——0.9213列1列1.430.760.9212列2.320.350.9213列——0.9214列1列1.170.880.9212列1.900.550.9213列2.520.260.9214列——0.921Fa/Fr=2642/157=16.83?2.17，X取0.92，Y取1。Pa=0.92×78+2642=2714N；Pao=2642N+3.98×78=2952N。3.4.4計算壽命L10h用小時數(shù)表示的基本額定壽命L10h的計算公式為：·····································式3.27式中：n——軸承轉(zhuǎn)速，r/min；C——基本額定動載荷，由表3-2查得，3列軸承選用C為63.0KN。Pa——當量動載荷，N；?：壽命系數(shù)，球軸承取?=3。將n=2000r/min、Pa=2714N代人式3.27得：，可滿足使用要求。3.4.5校核靜載荷靜載荷的校核定公式為：···········································式3.28式中：Cao——基本額定靜載荷，由表3.2查得，3列軸承選用Cao為177KN。Pao——當量靜載荷，N；So——靜強度安全系數(shù)，查閱《機械設計》，So取1.5。So×Pao=1.5×2.952=4.428KN<Cao，可滿足靜載荷要求。3.4.6校核動載荷所選軸承應該具有的基本額定動載荷C*計算公式為：········································式3.29式中：Pa——當量動載荷，N；ft——溫度系數(shù)，查閱《機械設計》，ft取1；n——軸承轉(zhuǎn)速，r/min；L*10h——軸承的預期壽命，查閱《機械設計》，L*10h取20000h；?——壽命系數(shù)，球軸承取?=3。將n=2000r/min、Pa=2714N代人式3.27得：，可滿足動載荷要求。3.4.7校核極限轉(zhuǎn)速極限轉(zhuǎn)速校核公式為：·········································式3.30式中：nmax——軸承最高轉(zhuǎn)速，根據(jù)已知條件，nmax=2000r/min；f1——載荷系數(shù)，查閱《機械設計》，f1取1.0；f2——載荷分布系數(shù)，查閱《機械設計》，f1取0.8；n1im——極限轉(zhuǎn)速。所以，所選軸承的極限轉(zhuǎn)速最小為：軸承BST30×62—1BP4采用脂潤滑后極限轉(zhuǎn)速可達到3000r/min以上，故可滿足要求。綜上所述，軸承BST30×62—1BP4能夠滿足壽命、靜載荷、動載荷和許用轉(zhuǎn)速的要求。3.4.8游動端軸承的選用根據(jù)實際加工條件，游動端軸承承受少量徑向載荷，不承受軸向載荷，可選用深溝球軸承。軸承型號選為NTN6202。其徑向基本額定動載荷Cr為7.65KN，徑向基本額定靜載荷Cro為3.72KN，極限轉(zhuǎn)速為17000r/min。承受的徑向載荷為：Fr=78N；當量動載荷為：Pr=fP×Fr=78N；當量靜載荷為：Pro=Fr=78N；基本額定壽命：；靜載荷：So×Pro=1.5×0.078=0.1177KN<Cro；動載荷：；極限轉(zhuǎn)速：；綜上所述，軸承NTN6202能夠滿足壽命、靜載荷、動載荷和許用轉(zhuǎn)速的要求。3.5滾珠絲杠的校核3.5.1傳動系統(tǒng)剛度計算傳動系統(tǒng)剛度計算公式為：··································式3.31式中：Ks——滾珠絲杠副的拉壓剛度，N/um；Kb——滾珠絲杠副的軸向剛度，N/um；Kc——滾珠絲杠副滾珠與滾道的接觸剛度，N/um；KH——螺母座、軸承座剛度，可按1/3Ks計算，N/um。對于一端固定、一端游動支撐方式，滾珠絲杠副的拉壓剛度的計算公式為：········································式3.32式中：d2——絲杠螺紋底徑，mm；a——滾珠螺母中點至軸承支點距離，mm。當滾珠螺母在行程末端處，即a=1100mm時剛度最小，為：當滾珠螺母在行程首端處，即a=240mm時剛度最大，為：查閱《PMI樣本》，選取滾珠絲杠副滾珠與滾道的接觸剛度Kc為1010N/mm。對于對于一端固定、一端游動支撐方式，滾珠絲杠副的拉壓剛度的計算公式為：··········································式3.33對于角接觸球軸承，·······························式3.34式中：dQ——滾動體直徑，mm；Z——滾動體個數(shù)；Famax——最大軸向工作載荷，N；β——軸承接觸角。將dQ=8.46mm、Z=18、Famax=4483N、β=60o代入式3.34得：3.5.2傳動系統(tǒng)剛度驗算；。在空載下，摩擦死區(qū)誤差d的計算公式為：············································式3.35傳動系統(tǒng)剛度變化引起的定位誤差計算公式為：··································式3.36式中F0是機床空載時導軌上的靜摩擦力。數(shù)控機床反向差值主要取決于死區(qū)誤差，而定位誤差主要取決于滾珠絲杠副的精度，其次是δk。傳動系統(tǒng)剛度驗算公式為：式3-37將F0=0.004×2290=9.16N代入式3-35、式3.36、式3.37得：綜上所述，可選擇絲杠型號為R40-16T5-FSDC-1068-1395-0.008，其任意300mm內(nèi)導程誤差為8um，可滿足設計要求。3.5.3滾珠絲杠副壓桿穩(wěn)定性的效驗滾珠絲杠副臨界壓縮載荷Fc的計算校驗為：·····································式3.38式中：d2——滾珠絲杠螺紋底徑，mm；Lc1——滾珠絲杠副的最大受壓長度，mm；Fmax——滾珠絲杠副承受最大軸向壓縮載荷，N；K1——安全系數(shù)，絲杠水平安裝，K1=1/3；K2——支承系數(shù)，支承方式為一端固定一端游動，取K2=2。將d2=34.299mm、Lc1=1160mm、Fmax=4483N代入式3.38得：3.5.4滾珠絲杠副極限轉(zhuǎn)速的校驗滾珠絲杠副極限轉(zhuǎn)速nc的計算公式為：········································式3.39式中：f——支撐系數(shù)，取為15.1；d2——滾珠絲杠螺紋底徑，mm；Lc2——臨界轉(zhuǎn)速計算長度，mm；將d2=34.299mm、Lc2=977mm代入式3.39得：3.5.5Dn值校驗Dn值校驗公式為：····································式3.40式中：DＰＷ——滾珠絲杠副的公稱直徑，mm；nmax——滾珠絲杠副的最大轉(zhuǎn)速，r/min。將DＰＷ=40mm、nmax=2000r/min代人式3.40中得：3.5.6額定靜載荷校驗滾珠絲杠副的額定靜載荷Co校驗公式為：···········································式3.41式中：fa——靜態(tài)安全系數(shù)，取為2；Famax——滾珠絲杠副的最大軸向載荷，N；Co——滾珠絲杠副的基本額定靜載荷，為183300N。將Famax=4483N代人式3.41中得：綜上所述，R40-16T5-FSDC-1068-1395-0.008滾珠絲杠副可以滿足設計要求。3.6直線導軌的選用PMI直線導軌的優(yōu)點如下：定位精度高、重現(xiàn)性佳直線導軌平滑的滾動運動方式，摩擦系數(shù)特別小，尤其靜摩擦力與動摩擦力的差距很小，即使在微量進給是也不會有空轉(zhuǎn)打滑的現(xiàn)象，解析能力與重現(xiàn)性最佳，因此可以實現(xiàn)um級的定位精度。低摩擦阻力、可長時間維持精度直線導軌的滾動摩擦阻力可減小至滑動導軌摩擦阻力的1/20~1/40，尤其潤滑結(jié)構(gòu)簡單，潤滑容易，潤滑效果優(yōu)良，摩擦接觸面的磨耗最低，因此可以長時間維持行走精度?？沙惺芩姆较虻母哓摵赡芰缀瘟W結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設計，使之可同時承受徑向、反徑向與橫方向的負荷，并保持其行走精度，同時可輕易地施于預壓與增加滑塊數(shù)量，就可以提高其剛性與負荷能力。適合高速化之應用摩擦阻力小的特性，對設備的驅(qū)動馬力需求低，節(jié)省能源效果大，尤其運動磨耗低，可同時實現(xiàn)機械小型化與高速化的需求。組裝容易并具有互換之特性直線導軌的安裝只要在銑削或研磨加工的安裝面上，以一定的組裝步驟，即能重現(xiàn)直線導軌的加工精密度，并且其可互換之特性可以將滑塊任意配裝在同型號的導軌上，同時又保持相同的順暢度與精密度。3.6.1初選導軌型號查閱《PMI樣本》，MSA型導軌適合用于機械加工中心上。依據(jù)選用的直線導軌型號與所配用的滾珠絲杠直徑相近的原則，可初選導軌型號為MSA35A。其基本參數(shù)如表3.4所示。表3.4直線導軌基本參數(shù)基本額定靜載荷Co75.5KN基本額定動載荷C52.0KN3.6.2校核靜安全系數(shù)fsPMI直線導軌在兩支導軌組合使用時，其等效載荷PK計算公式為：·········································式3.42式中：PR——徑向載荷，N；Pr——橫向載荷，N；導軌在各種切削工況下受到的徑向載荷與橫向載荷如下：最大切削力：PR1=2290+5880+0.24×4000=9130N；Pr1=0.97×4000=3880N；粗切削：PR2=2290+5880+0.24×3000=8890N；Pr2=0.97×3000=2910N；精切削：PR3=2290+5880+0.24×2000=8650N；Pr3=0.97×2000=1940N；空轉(zhuǎn)載荷：PR4=2290+5880=8170N；Pr4=0N；加速：PR5=2290+5880=8170N；Pr5=4450N。將導軌在各種切削工況下受到的徑向載荷與橫向載荷代人式3.42得：最大切削力：；粗切削：；精切削：；空轉(zhuǎn)載荷：；加速：。在最大切削力切削工況下，等效載荷最大。設計中采用每支導軌上配置2塊滑塊，即共有4塊滑塊承載，正常加工情況下，加工件安放在工作臺中間部位進行加工，故每塊滑塊承載載荷應相同?？紤]到最不利的情況，即全部載荷均由一塊滑塊承載時，需校核其靜安全系數(shù)fs?！ぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁぁな?.43式中：Co——基本額定靜載荷，查表3.4，為75.5KN；PK——等效載荷，N。將PK1=13010N代入式3.43得：，滿足使用要求。3.6.3計算導軌壽命直線導軌在全壽命內(nèi)的平均負荷Pm為：·····················式3.44將各切削工況的等效載荷與時間百分比代入式3.44得：考慮到加工中心基本工作在正常工況下，其每塊滑塊上的平均負荷為0.25Pm，即2711N。對于滾動循環(huán)體鋼珠的直線導軌而言，其壽命計算公式為：·································式3.45式中：fa——硬度系數(shù)，取為1.0；fr——溫度系數(shù)，取為1.0；fw——負荷系數(shù)，取為1.1；C——基本額定動載荷，查表3.4，為52.0KN；Pm——平均負荷，N。將Pm=2711N代入式3.