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沈陽工學院畢業(yè)設計說明書
沈 陽 工 學 院
畢業(yè)設計說明書
題 目：立式加工中心滑座及X向進給系
統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計
學 院： 機械與運載學院學院
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
學生姓名： 趙釀
指導教師： 林劍峰
2016 年 5 月 15 日
II
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(shù)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：
（1） 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。
（2） 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。
（3） 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。
（4） 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。
（5） 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。
（6） 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(guān)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
Abstract
The computer numerical control machine tools is the basis of the equipment manufacturing industry.The level of the CNC machine tools industry has become an important symbol to measure the level of the country's manufacturing industry and the degree of modernization.The vertical machining center is the embodiment of the CNC machine tools. By research it, we can have in-depth understanding of CNC technology and CNC machine tools. But the work performance of the vertical machining center is directly effected by the main function components of vertical machining center, such as the feed system and the slide , etc. The reasonable design of the feed system and the Reasonable structural design of the slide is beneficial to improve the working performance of the Vertical machining center. The main content of this paper as follows:
(1)The structural design and precision design of the slide,the force calculation and analysis of the slide,and finally the finite element analysis of the slide.
(2)The overall program design and the parts design of the X feed system .
(3)The calculate and check of the servo motor of the X feed system.
(4)The calculate and check of the ball screw of the X feed system.
(5)The calculate and check of the rolling bearing of the X feed system.
(6)The calculate and check of the linear guideway of the X feed system.
Key words: The vertical machining center；slide；X feed system；ball screw；servo moto
沈陽工學院畢業(yè)設計說明書
目錄
1 緒論 1
1.1 國產(chǎn)數(shù)控機床現(xiàn)狀 1
1.2 立式加工中心的特點 2
1.3 研究的意義 3
1.4 本論文的內(nèi)容 4
2 滑座結(jié)構(gòu)設計 5
2.1 滑座材料選擇 6
2.2 滑座結(jié)構(gòu) 6
2.2.1 滑座截面設計 6
2.2.2 滑座肋布置 8
2.2.3 滑座上圓孔和方孔設計 9
2.2.4 滑座壁厚及肋厚度計算 10
2.2.5 滑座最終結(jié)構(gòu) 11
2.3 滑座的靜力計算 12
2.4 滑座有限元分析 12
3 X向進給系統(tǒng)設計與分析 17
3.1 X向進給系統(tǒng)總體方案設計 17
3.1.1 技術(shù)參數(shù) 17
3.1.2 X向進給系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及工作原理 17
3.2 滾珠絲杠副的設計計算 18
3.2.1 導程Ph的確定 19
3.2.2 當量載荷及當量轉(zhuǎn)速的計算 20
3.2.3 預期額定動載荷的確定 22
3.2.4 允許最大軸向變形的估算 23
3.2.5 底徑d2的估算 23
3.2.6 預緊力Fp的計算 24
3.2.7 其它尺寸的確定 24
3.3 伺服電機的選擇計算 24
3.3.1 作用在滾珠絲杠副上轉(zhuǎn)矩的計算 25
3.3.2 負荷轉(zhuǎn)動慣量及傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)動慣量的計算 26
3.3.3 加速轉(zhuǎn)矩Ta和最大加速轉(zhuǎn)矩Tam 27
3.3.4 電機的最大啟動轉(zhuǎn)矩 27
3.3.5 電機連續(xù)工作時的最大轉(zhuǎn)矩 27
3.3.6 電機輸出軸直徑的計算 28
3.3.7 聯(lián)軸器的選擇 28
3.4 滾動軸承的選擇計算 28
3.4.1 初選軸承型號 28
3.4.2 計算軸承的徑向載荷Fr和軸向載荷Fa 29
3.4.3 計算當量動載荷Pa和當量靜載荷Pao 29
3.4.4 計算壽命L10h 30
3.4.5 校核靜載荷 31
3.4.6 校核動載荷 31
3.4.7 校核極限轉(zhuǎn)速 31
3.4.8 游動端軸承的選用 32
3.5 滾珠絲杠的校核 32
3.5.1 傳動系統(tǒng)剛度計算 32
3.5.2 傳動系統(tǒng)剛度驗算 34
3.5.3 滾珠絲杠副壓桿穩(wěn)定性的效驗 34
3.5.4 滾珠絲杠副極限轉(zhuǎn)速的校驗 35
3.5.5 Dn值校驗 35
3.5.6 額定靜載荷校驗 36
3.6 直線導軌的選用 36
3.6.1 初選導軌型號 37
3.6.2 校核靜安全系數(shù)fs 37
3.6.3 計算導軌壽命 38
3.6.4 確定導軌型號 39
4 滑座精度要求 40
4.1 滑座加工幾何精度要求 40
4.2 滑座裝配幾何精度要求 41
5 總結(jié) 43
致 謝 44
參考文獻 45
V
沈陽工學院畢業(yè)設計說明書
1 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(shù)及裝備技術(shù)是制造工業(yè)的重要基礎。數(shù)控技術(shù)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(shù)為代表的新技術(shù)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(shù)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(shù)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(shù)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(shù)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(guān)鍵零部件和關(guān)鍵技術(shù)主要依賴進口，未掌握其核心技術(shù)。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(shù)攻關(guān)。
2、技術(shù)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(shù)創(chuàng)新是產(chǎn)品滿足市場需要的關(guān)鍵。目前，國內(nèi)多數(shù)企業(yè)在技術(shù)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(shù)。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(guān)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(shù)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)小；
（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。
4
2 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
1、 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。考慮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?？蛇x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?；饕惺苡芍亓Ξa(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(guān)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
1
1
1.04
0.88
3.03
2.89
4.13
0.43
5.04
5.37
3.45
1.27
6.32
0.07
6.90
3.98
7.35
0.82
19
0.09
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。
（2） 散熱。
2、在滑座截面中合理布置肋的原則
（1） 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)
1
1.0
1.0
2
1.16
1.44
3
1.02
1.33
4
1.11
1.67
5
1.13
2.02
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
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(guān)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)
0.3
6
5
0.75
8
6
1.0
10
8
1.5
12
10
1.8
14
12
2.0
16
12
2.5
18
14
3.0
20
16
3.5
22
18
4.0
24
20
4.5
25
20
5.0
26
22
6.0
28
24
7.0
30
25
8.0
32
28
9.0
36
32
10.0
40
36
根據(jù)表2.3并參閱沈陽機床相關(guān)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)，確定滑座壁厚為20mm，肋厚度為16mm
2.2.5 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(guān)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
1.46
X向電機
18
其他零件
2
2.4 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 > Generative Structural Analysis），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(guān)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。
滑座通過底面的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。
滑座添加約束結(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。
44
3 X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(guān)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。
3.1 X向進給系統(tǒng)總體方案設計
3.1.1 技術(shù)參數(shù)
X向行程 850mm
X向快速進給速度 32 m/min
工作臺長度 1000 mm
工作臺寬度 500mm
工作臺重量 2290N
工作臺最大承重 600 kg
定位精度 0.005/300mm
重復定位精度 0.003mm
最大進給加速時間 0.1s
3.1.2 X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：
a、 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。
b、 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。
c、 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。
d、 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)。
e、 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
4000
10
10
粗切削
3000
25
40
精切削
2000
2
29
空轉(zhuǎn)載荷
0
32
20
加速力
4450
16
1
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
1、 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。
···········································式3.2
由式3.2得：
Fc=（0.54~0.97）F，
Fp=（0.15~0.38）F，
Ff=（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。考慮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）Ph mm。
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(guān)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(guān)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：
1、 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；
2、 轉(zhuǎn)速：高速性能好，一般額定轉(zhuǎn)速能達到2000～3000轉(zhuǎn)；
3、 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；
4、 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；
5、 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)；
6、 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=2.75×10-3Nm
Jm ?1/3JL=0.92×10-3Nm
初選伺服電機型號為FANUC β22/2000is A06B—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3.22
Tr=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3.23
TM=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FANUC β22/2000is，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(guān)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XL3 25×30/35×30，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NTN BST30×62—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Ca
KN
軸向基本額定靜載荷Cao
KN
1列
2列
3列
1列
2列
3列
29.2
47.5
63.0
59.0
118
177
3.4.2 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