立式加工中心工作台X轴Y轴进给传动系统设计说明书000

1/14一、概述1.1数控机床进给传动系统的特点数控机床的进给运动是数字控制的直接对象，不论是点位控制还是轮廓控制，工件的最后坐标精度和轮廓精度都受到进给运动的传动精度、灵敏度和稳定性影响。为此，数控机床的进给系统一般具有以下特点。1）摩擦阻力小为了提高数控机床进给系统的快速响应性能和运动精度，必须减小运动件数间的摩擦阻力和动、静摩擦力之差。为满足上述要求，在数控机床进给系统中，普遍采用滚珠丝杠螺母副、静压丝杠螺母副；滚动导轨、静压导轨和塑料导轨。与此同时，各运动部件还考虑有适当的阻尼，以保证系统的稳定性。2）传动精度和刚度高进给传动系统的传动精度和刚度，从机械结构方面考虑主要取决于传动间隙和丝杠螺母副、蜗轮蜗杆副及其支撑结构的精度和刚度。传动间隙主要来自传动齿轮副、蜗轮副、丝杠螺母副及及其支撑部件之间，因此进给传动系统广泛采取施加预紧力或其他消除间隙措施。缩短传动链和在传动链中设置减速装置。加大丝杠直径以及对丝杠螺母副、支承部件、丝杠本身施加预紧力是提高传动刚度的有效措施。3）运动部件惯量小运动部件的惯量对伺服机构的启动和制动特性有影响，尤其是处于高速运转的零部件。因此，在满足部件强度和刚度的前提下，尽可能减小运动部件的质量、减小旋转零件的直径和质量。以降低其惯量。1.2设计内容及要求1.2.1设计立式加工中心工作台（X轴、Y轴）进给传动系统1）工作台、工件和夹具总质量m=1200kg（所受重力N=12000N）选取工作台质量0m800kg(所受重力0N8000N)工作台最大行程600PLmm2）工作台快速进给速度Vmax2000mm/min3）工作台采用滚动直线导轨，导轨的动、静摩擦系数均为0u0.1工作台定位精度20m，重复定位精度为8m，机床寿命为20000h（10年）4）机床主轴伺服电动机，额定功率6.5EPkW5）机床采用断面铣刀进行强力切削，铣刀直径125Dmm，主轴转速272/minnr，切削状况如表所示表1立式加工中心切削情况切削方式进给速度（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150精加工快速进给2010空载条件下工作台快速进给2/141.2.3总体设计方案1）工作台工作面尺寸确定，=4001200mmmm长宽2）工作台导轨采用滚动直线导轨3）对滚球丝杠螺母副进行预紧4）采用伺服电动机驱动5）采用锥环套筒联轴器将伺服电动机的二、设计计算2.1主切削力及其切削分力计算1）计算主切削力ZF主轴具有最大扭矩并且能传递主电动机全部功率，此时切削速度为33.1412510272/1.78/6060Dnvmsms取机械效率0.8m，则由[1]中式（2-6）得3330.86.510102.92101.78mEzPFNNv2）计算各切削分力由[1]表（2-1）得纵向切削力310.41.1710zFFN横向切削力30.952.7710czFFN垂向切削力30.551.6110vzFFN2.2导轨摩擦力计算1）由[1]式（2-8a）计算切削状态下的导轨摩擦力F，此时导轨摩擦系数0.01。查[1]表（2-3）得，100gfN()0.01(1200010027701610)164.8gcvFWfFFN2）由[1]式（2-9a）得不切削状态下导轨摩擦力0()0.01(12000100)121gFWfNN导轨静摩擦力00121FFN2.3计算滚球丝杠螺母副的轴向负载力1）由[1]式（2-10a）最大轴向负载力max1(1170166.8)1136.8aFFFNN2）由[1]式（2-11a）最小轴向负载力min0121aFFN3/142.4滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算1）确定滚珠丝杠的导程L电动机的最高转速max2000/minnr，由[1]式（2-10）得max0max10vLmmin2)计算滚珠丝杠螺母副的平均转速和平均载荷（1）估算在各种切削方式下滚珠丝杠的轴向载荷，将结果填入表[2]表2立式加工中心滚珠丝杠的计算（2）计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速in11300.6/min60/min1010vnrrL22300.8/min80/min1010vnrrL33301/min100/min1010vnrrL443020/min2000/min1010vnrrL（3）由[1]式（2-17）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速mn1212100100100nmnqqqnnnn10305010(60801002000)/min280/min100100100100rr（4）由[1]式（2-18）计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷mF。4/143333360108030100502000101136.8348.36177.84121280100280100280100280100N333331136.80.021348.360.086177.840.1791210.714332.5NN3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷amC（1）由预定工作时间按[1]式（2-15）计算。查[1]表(2-28)得载荷性质系数1.3wf。查[1]表（2-29）滚珠丝杠的精度等级为2级，取精度系数1af，查表[1]（2-30），一般情况下可靠性达97%，取可靠性系数0.44cf，（2）因对滚珠丝杠螺母副将实施预紧，所以可按[1]式（2-21）估算最大轴向载荷。查表（2-31）得预加载荷系数4.5ef，则2max4.51136.85115.6ameaCfFNN（3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷amC。取以上两种结果的最大值，即6829.602amCN。4）按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径2md。（1）根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。已知工作台的定位精度为20m，重复定位精度为8m，根据[1]式（2-23）、（2-24）以及定位精度和重复定位精度的要求，得3331122312100100100nnmnmmmnqnqnqFFFFnnn3160100mwammhacFfCnLff3332.51.360280200006829.60210010.44NN5/14max111()8(2.674)32mm取上述计算结果的最小值，即max2.67m。（2）估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径2md。本机床工作台（X轴）滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用一端固定方式，一端的游动支承方式，滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为L行程安全行程+2余程螺母长度支承长度(1.21.4)2530L行程（）。取01.430LL行程(1.46003010)1140mmmm又00121uFFN，由[1]式（2-25）得02max12111400.0780.07817.662.67mFLdmmmm5）初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号根据计算所得的0L、amC、2md，由[1]A-3选型号为FFZD4010-3的滚珠丝杠螺母副,其公称直径0d、基本导程0L、额定动载荷aC和丝杠底径2d如下：30aamCkNC2234.3mdmmd故满足要求。6）确定滚珠丝杠螺母副的预紧力pFmax211()20(45)54mm0040,10dmmLmm6/14由[1](2-29)得max111136.8378.9333paFFN7）确定滚珠丝杠螺母副支撑用轴承的规格型号⑴由公式计算轴承所承受的最大轴向载荷maxBF。maxmax1136.8BaFFN⑵计算轴承的预紧力pBF。max1378.933BpBFFN⑶计算轴承的当量轴向载荷amBF。378.93332.5711.43BamBpmFFFN⑷由[1]式(2-15)计算轴承的基本额定动载荷C。已知轴承的工作转速与滚珠丝杠的当量转速mn相同280/minmnnr，轴承所承受的当量轴向载荷711.43BaBamFFN，轴承的基本额定寿命20000hLh。轴承的径向载荷rF和轴向载荷aF分别为cos60355.725amorBFFNsin60616.12amoaBFFN因为1.7322.17arFF，所以查[1]表(2-25)得，径向系数X=1.9，轴向系数Y=0.54，故(1.9355.7250.54616.12)1008.58tapXFYFNN331008.586060280200007011.71100100hPCnLNN⑸确定轴承的规格型号。查[1]附表（A-2）因为滚珠丝杠采用一端固定，一端游动支承方式，所以将在固定端选用60°角接触球轴承组背对背安装，以承受两个方向的轴向力，由于滚珠丝杠螺纹底径234.3dmm，所以选取轴承内径30dmm，以满足滚珠丝杠结构需要。查《手册》取型号为760206TNI/P4DFA，尺寸（内径×外径×宽度）为30mm×62mm×16mm的角接触球轴承选用脂润滑，该轴承的负载能力7/14NFFBPBP93.3781450。在油脂润滑状态下的相对转速为min2000min2200maxrnr，故满足要求。轴承的额定动载荷NCnC71.701126000故满足要求三、工作台部件的装配图设计图1、工作台(X轴)部件装配图图2、工作台零件图、8/14图3立式加工中心工作台计算简图四、滚珠丝杠螺母副林解压缩在和cF的校验4.1滚珠丝杠螺母副林解压缩在和cF的校验由工作台计算简图，滚珠丝杠螺母副的最大受力长度mm7661L。丝杠杆水平安装时，31k1，查表2-44，取2k2由式2-35得NLdF41.157263kk214221c求工作台滚珠丝杠最大轴向压缩载荷为NF8.1136max远小于临界载荷cF的值，故满足要求4.2.滚珠丝杠螺母副临界转速cn的校验由图3滚珠丝杠螺母副临界转速计算长度mmL7802其弹性模量aMPE5101.2已知材料密度35108.71mmNg重力加速度231010smmg。安全系数8.01k，由表取927.3滚珠丝杠的最小惯性矩为4442679093.346414.364mmdI滚珠丝杠最小截面积22254.9234mmdA9/14由公式2-26得min853354.923108.7108.967909101.278014.32927.3608.026053522221rAEILknc工作台滚珠丝杠额定动载荷NCa30000，轴向载荷=1136.8N运转条件函数2.1wf，滚珠丝杠转速min2000rn根据公式2-37或2-38得rfFCLwaa9631064.1010hnLLh8866760一般来讲在设计数控机床时，应保证滚珠丝杠螺母副的总工作寿命h2000hL故满足要求五、机械传动系统刚度计算5.1.机械传动系统的刚度计算(1)计算滚珠丝杠的拉压刚度sk本机创工作台支撑方式为一端固定一端游动，由图3可知，滚珠丝杠的螺母中心至固定端支撑中心距离YLa时，滚珠丝杠具有最小拉压刚度minkS，有公式2-43a得m42.2534dk22minNLEYS当mm166aJL时，滚珠丝杠螺母副具有最大拉压刚度maxkS由公式2-43b得m59.1162kmaxNS(2)计算滚珠丝杠支撑的刚度bk已知轴承接触角。60，滚动体直径mm144.7-d，滚动体个数Z=17，轴承的最大轴向工作载荷NFB8.6.11max由表2-45和表2-46得：m04.496sind34.22k