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1 摘 要 隨著當今工業(yè)設備對精密程度的要求越來越高 加工設備的機械加工設備的加工 的精密程度也要求越來越高 而在中國的機械加工設備的車床中普通車床占了很大比 例 這已經越來越制約著當今工業(yè)的發(fā)展 而數(shù)控機床由于價格昂貴 且需要較高技 術的加工工人 所以對機床進行自動化改造很是必要 本篇論文是在對普通臥式車床 C6140 的基礎上對其進行自動化改造 作者在搜索 查閱研究大量有關資料的基礎上 對機床自動化改造技術進行了深 入的研究和分析 并描述了機床控制系統(tǒng)的設計 整個改造過程主要對車床縱 橫向 進給系統(tǒng)進行改造 選用自動轉位刀架 由脈沖發(fā)生器來加工所需要的螺紋 整個控 制系統(tǒng)以單片機為中心 通過編程對機床的驅動設備進行控制以達到所需要的加工程 度 關鍵詞 機床改造 自動化機床 控制系統(tǒng) 2 ABSTRACT With the development of industry equipment the precision required of industry equipment is more and more high The more and more precision of equipment which machined the industry equipment is required But in China the common lathe have a very great comparison in the machined equipment this already restrict the development of industrial nowadays But the CN lathe is more expensive and needed workers with higher technically So it is a necessity very much to modify the common lathe to lathes automatic This paper is in the foundation of the commonness horizontal lather C6150 and modified it to Lathes automatic The author has performed the further research and for the lathes automatic modification on the basis of the constant consultation of abundant relative documents which focuses on describing the design of control of the machine The main to modify the lathe is to modify the portrait horizontal enter to the system in the Whole modification process and choose the automatic knife rest and be processed the thread need by pulser The whole control system with the CPU of 8031 is to control the machine for center through a plait distance drive tool machine an equipments to carry on control to attain need of process degree Key words Machinery Tool Reform Lathes automatic Servo system 3 目 錄 第 1 章 緒論 1 第 2 章 國內外發(fā)展概況及現(xiàn)狀介紹 5 第 3 章 總體方案論證 6 3 1 確定何種傳動系統(tǒng) 6 3 2 選擇傳動裝置 6 3 3 選擇潤滑方式 7 第 4 章 具體設計說明 8 4 1 伺服電機型號選擇 9 4 1 1 進給電機功率的確定 9 4 1 2 伺服電機型號 9 4 2 縱向進給滾珠絲杠副的設計選擇 10 4 2 1 確定滾珠絲杠的支承方式 11 4 2 2 滾珠絲杠副參數(shù)的確定 12 4 2 3 對選定的滾珠絲杠副參數(shù)進行核算 13 第 5 章 結論 22 參考文獻 23 附件清單 24 4 1 緒論 經濟型數(shù)控車床縱向進給系統(tǒng)設計及進給系統(tǒng)的潤滑設計 主傳動系統(tǒng) 縱向 進給系統(tǒng) 和 橫向進給系統(tǒng) 可稱為車床的三大核心系統(tǒng) 其重要地位更是不言而 喻的 三大系統(tǒng)的精確性 準確性 必將影響加工產品的性能 為什么我國的機械制 造業(yè)與西歐等國家的制造業(yè)有著很大的差距 這就是因為我們沒有精良的加工工具或 者是自動化系數(shù)遠遠的不及他們 制造業(yè)是關系到國際民生的大事 是富民強國的必 要因素 必須在較短的時間內形成我們獨立自主的現(xiàn)代化制造體系 隨著時代的發(fā)展 科技的日新月異 數(shù)控技術的應用范圍日益擴大 數(shù)控機床及 其系統(tǒng)己成為現(xiàn)代化機器制造業(yè)中不可缺少的組成部分 鑒于我國機床擁有量大 工 業(yè)生產規(guī)模小的特點 突出的任務是用較少的資金迅速改變機械工業(yè)落后的生產面貌 使之盡可能地提高自動化程度 保證加工質量 減輕勞動強度 提高經濟效益 而實 現(xiàn)這一任務的有效的 基本的途徑就是普及應用經濟型數(shù)控 并對原有的機床進行數(shù) 控改造 這就是本課題的來由 前提條件 床身上最大回轉直徑為 400mm 加工最大工作長度 1000mm 快進速度 z 軸 8 m min 定位精度 z 軸 0 04 mm 重復定位精度 z 軸 0 01 mm 設計要求 縱向進給運動設計時 電機與絲杠采用柔性連接 電機選用伺服電機對電機的大 小選擇進行驗證 對滾珠絲杠直徑及支承形式選擇進行強度較核 潤滑系統(tǒng)設計要做 到潤滑充分且達到各個潤滑點 本課題所設計的進給系統(tǒng)是針對經濟型中檔數(shù)控車床的 該系統(tǒng)設計成功一旦應 用到生產實踐中 將給中小規(guī)模的加工廠輸入新的血液 顯著提高生產力水平 減輕 勞動強度 提高經濟效益 根據(jù)自己幾個月來的設計過程 編寫了這本 設計說明書 由于自己的經驗不足 所學的知識有限 書中肯定存在著相當?shù)囊恍﹩栴} 期望領導 老師給予批評 指正 5 2 國內外發(fā)展概況及現(xiàn)狀介紹 1 自從第一臺商品數(shù)控機床問世以來 到 1965 年 世界主要工業(yè)國家的數(shù)控機床 己進入了大批量生產階段 數(shù)控機床的產量 擁有量 數(shù)控化率都在急速上升 1970 年前美國處于領先地位 1971 年蘇聯(lián)生產數(shù)控機床 2538 臺 一舉超過美國 名列世界 第一 1977 年以前 蘇聯(lián)一直保持產量優(yōu)勢 以后日本的半導體技術及計算機技術迅 猛發(fā)展 促進了數(shù)機床的生產 1976 年日本數(shù)控機床產量是 3300 臺 1978 年時為 7300 臺 1980 年為 22000 臺 到 1981 年僅用 4 年時間便超過了其他各國而成為世界 上最大的數(shù)控機床生產國 產量達到 26000 臺 基本上兩年翻一番 1981 年 日本 美國 聯(lián)邦德國 法國 英國五國的數(shù)控機床總產量為 39000 臺 其中日本占 66 2 美國占 19 8 聯(lián)邦德國占 8 3 法國占 2 9 英國占 2 8 到期 988 年 日本年產 數(shù)控機床約為 50000 臺 數(shù)控化率達 70 我國從 1958 開始研究數(shù)控機械加工技術 60 年代針對壁錐 非圓齒輪等復雜形狀 的工件研制出了數(shù)控壁錐銑床 數(shù)控非圓齒輪插齒機等設備 保證了加工質量 減少 了廢品 提高了效率 取得了良好的效果 70 年代針對航空工業(yè)等加工復雜形狀零件 的急需 從 1973 年以來組織了數(shù)控機床攻關會戰(zhàn) 經過三年努力 到 1975 年己研制 出了 40 多個品種 300 多臺數(shù)控機床 經過 30 年的努力 我國數(shù)控機床和數(shù)控系統(tǒng)的 研制也歷經了第一代電子管靈敏控 第二代晶體管數(shù)控及第三代集成電路數(shù)控 從 1975 年到 1979 年 7 年內累計生產數(shù)控機床 4108 臺 其中約 3 4 以上的數(shù)控線切割 機床 進入 80 年代 我國重新重視發(fā)展數(shù)控技術 采取了暫從國外引進控制機和伺 服驅動系統(tǒng) 為國內主機配套的方針 1981 年 我國從日本 FANUC 公司引進了 FANUC3 系列 5 系列 7 系列的數(shù)控系統(tǒng)和在直流伺服電機 直流主軸電機 技術 并在北京 機床研究所建立了數(shù)控設備廠 于 1981 年底開始驗收投產 1982 年生產約 40 套系統(tǒng) 1982 年生產約 100 套系統(tǒng) 1985 年生產約 400 套系統(tǒng) 伺服電機與主軸電機也配套生 產 這些系統(tǒng)是外國 70 年代的水平 功能較全 可靠性能比較高 這樣就使機床行業(yè) 發(fā)展數(shù)控機床有了可靠的基礎 使我國的主機品種與技術水平都有成套的發(fā)展與提高 我國己有少數(shù)產品開始進入國際市場 還有幾種合作生產的數(shù)機床返銷國外 目前 我國除了能獨立地設計與生產常規(guī)的數(shù)控機床外 還能生產五坐標數(shù)控銑床 加工中 心以及柔性制造系統(tǒng) 如北京機床研究所開發(fā)研制的 JCS FMC 1 JCS FMC 2 柔性加工 單元 XH715 型立式加工中心 昆明機床床廠 THK4680 型全閉環(huán)精密加工中心 沈陽中 捷友誼廠的 TK66100 臥式銑削加工中心 青海第一機床廠的 XH754 臥式加工中心等 這一切都說明 我國的機床數(shù)控技術進入新的發(fā)展時期 預計在不遠的將來會趕上或 超過世界先進國家水平 6 3 總體方案論證 3 1 確定何種傳動系統(tǒng) 經濟型的數(shù)控機床動力系統(tǒng)可分為三類 步進電機式 采用步進電機驅動與定位 是開環(huán)系統(tǒng) 同時限于造價 不再采用其它措施補償 位置誤差 由于目前功率步進電機力矩還不太大 所以機床的空選擋速度較低 一般 用于半精加工 這種系統(tǒng)具有 2 3 種插補功能 通過軟件控制接口 可加工錐面 螺 紋 簡單外形的曲面等十分靈活 由于性價比較恰當 一般中小型企業(yè)在技術力量和 財力上都比較容易實現(xiàn) 因此在全國較容易推廣和普及 交流點位式 采用交流電機變頻驅動 用光柵數(shù)字點位控制 與步進電機相比 提高了定位精 度 光柵分辨率可達 0 001mm 重復定位精度為 0 005mm 所以加工精度較高 由于采 用交流電機驅動 功率大 可進行大切屑量加工零件加工中 效果尤為顯著 目前 交流點位式系統(tǒng)只能加工柱面 不能加工曲面和螺紋 功能上有限 而且成本高 使 性能價格比相對下降 一般用于大企業(yè)或專業(yè)化工廠使用 國內用的很少 半閉環(huán)連續(xù)控制式 采用直流伺服電機驅動 以脈沖編碼器檢測位置 實現(xiàn)半閉環(huán)連續(xù)控制 由于采 用高性能直流伺服電機驅動 扭矩大 速度高 過載能力強 可進行強力切削 當絲 杠螺母在 6mm 左右時 快速可達 8 9m min 且不丟步 效率高 該系統(tǒng)功能齊全 還 帶有可編程序控制器 使強操作大大簡化 以上三種驅動方式而言 各有利弊 經過比較選擇直流伺服電機驅動因為速度高 過載能力強 且擁有可編程序控制器 易學易用 在機床伺服控制系統(tǒng)中 步進電機 開環(huán)執(zhí)行單元 具有控制方便可靠 價格低 且適合于開環(huán)控制等特點 因此在簡易 數(shù)控機床中得到廣泛的應用 但由于步進電機步距角 功率較小 存在振蕩等弱點的 限制 在高精度大功率應用場合并不很合適 故考慮采用伺服電機控制 3 2 選擇傳動裝置 數(shù)控機床的傳動裝置是將電動機的旋轉運動變?yōu)楣ぷ髋_的直線運動的整個機械傳 動鏈及其附屬結構 包括齒輪減速機 絲杠螺母副 導軌 工作臺等 在數(shù)控機床數(shù) 字調節(jié)技術當中 傳動裝置是伺服系統(tǒng)中的一個重要環(huán)節(jié) 因此 數(shù)控機床的傳動裝 置與普通機床中傳動裝置上有重要差別 故它的設計與普通機床傳動裝置的設計不同 數(shù)控機床傳動裝置的設計要求除了有較高的定位精度外 還應具有良好的動態(tài)響應特 7 性 即系統(tǒng)跟蹤指令信號的響應要快 穩(wěn)定性要好 為確保數(shù)控機床進給系統(tǒng)的傳動 精度和工作穩(wěn)定性 在設計機械傳動裝置時 通常提出了無間隙 低摩擦 低慣量 高剛度 高諧振頻率有適應阻尼比的要求 設計任務要完成的設計是縱向進給系統(tǒng)的設計 一般來說此種系統(tǒng)的傳動裝置采 用螺旋傳動 螺旋傳動主要用來把旋轉傳動變?yōu)橹本€運動 或把直線傳動變?yōu)樾D運動 其中 有傳遞能量為主的傳力螺旋 有以傳遞運動為主 并要求有較高的傳動精度的傳動螺 旋 還有調節(jié)零件相互位置的調整螺旋 螺旋傳動機構又有滑動絲杠螺母 滾珠絲杠 螺母和液壓絲杠螺母機構 在經濟型數(shù)控機床的進給系統(tǒng)中 螺旋傳動主要來實現(xiàn)精密的進給運動 并廣泛 采用滾珠絲杠副傳動機構 選用滾珠絲杠副傳動機構 因為此種機構有如下特點 a 傳動效率高 摩擦損失小 滾珠絲杠副的傳動效率為 0 92 0 96 比常規(guī) 的絲杠螺母副提高了 3 4 倍 滑動絲杠效率為 0 2 0 4 因此 功率消耗只當 于常規(guī)絲杠副的 1 4 1 3 b 給予適當預緊 可消除絲杠和螺母的螺紋間隙 反向時就可以消除空程死區(qū) 定位精度高 剛度好 c 有可逆性 可以從旋轉運動轉化為直線傳動 也可以從直線傳動轉換為旋轉運 動 即絲杠和螺母都可以作為主動件 d 磨損小 使用壽命長 精度保持性好 3 3 選擇潤滑方式 潤滑方式總體來說分為手動潤滑和自動潤滑 前者在現(xiàn)代化的加工制造業(yè)中使用 己變得越來越少 本課題的潤滑系統(tǒng)有六個潤滑點 床鞍的兩個導軌 2 點 拖板上的兩個導軌 2 點 縱向進給絲杠螺母副的潤滑 1 點 橫向滾珠絲杠副的潤滑 1 點 VERSA 電子程控潤滑器 C 型 由一套電子裝置控制電子齒輪泵 以時間或計數(shù)的 周期方式工作 適用于單阻尼的潤滑系統(tǒng) 廣泛用于機械制造 紡織 沖壓 包裝機 械 印刷機械等領域 是一種多用途 高性能的程控潤滑設備 因此選擇 VERSA 電子 程控潤滑器能滿足潤滑系統(tǒng)的要求 8 4 具體設計說明 伺服控制系統(tǒng)一般都是閉環(huán)或半閉環(huán)控制系統(tǒng) 圖 3 1 伺服控制系統(tǒng)框圖 圖 3 1 中給出了典型的伺服控制系統(tǒng)的框圖 這是一個三環(huán)控制系統(tǒng) 外環(huán)是 位置控制環(huán) 是決定系統(tǒng)主要性質的基本控制環(huán) 它決定著系統(tǒng)的位置控制精度 速度控制環(huán)用于實現(xiàn)速度的調節(jié)和速度大小控制精度 電壓控制環(huán)可實現(xiàn)對伺服放 大器的電壓控制 半閉環(huán)控制 圖 3 2 半閉環(huán)控制 半閉環(huán)控制系統(tǒng)不但有前向的指令控制通道 而且有檢測元件輸出的反饋控制 9 通道 而檢測元件是安裝在絲杠軸或電機軸上的 檢測同角位移后 推算出工作臺 的實際位移 以偏差值實現(xiàn)位置控制 此系統(tǒng)由于檢測元件檢測的反饋信號不包含 從旋轉軸到工作臺之間的傳動鏈的誤差 這部分誤差將不能被自動補償 因此這種 由等效反饋信號組成的控制系統(tǒng)為半閉環(huán)控制系統(tǒng) 閉環(huán)控制 圖 3 3 閉環(huán)控制 閉環(huán)控制與半閉環(huán)控制其組成原理及控制方法基本相同 在閉環(huán)控制系統(tǒng)中 要 求以工作臺 或刀架 的最終控制輸出作為反饋信號 即要求測量元件安裝在工作臺 上 而不是安裝在絲杠或電機軸上 但因直接測量工作臺的實際位移 需配備如光柵 磁柵或感應同步器等安裝和維修要求都比較高的位置檢測元件 這使整個系統(tǒng)的價格 提高 由于閉環(huán)控制能對整個系統(tǒng)誤差進行自動補償 因此 其精度比半閉環(huán)控制要 高 精度取決于位置檢測元件的測量精度 總之 這種控制方式的優(yōu)點是精度高 速 度快 但調試和維修比較復雜 適宜于大型和精密的數(shù)控機床 4 1 伺服電機型號選擇 4 1 1 進給電機功率的確定 2 在進給運動的速度較低的情況下 空載功率很小 計算時可以略去 進給電機的 功率可根據(jù)進給的有效功率和傳動件的機械效率來計算 即 3 1 YsVQNs 6120 式中 Ns 進給電動機功率 KW Q 進給抗力 公斤力 Vs 進給速度 米 分 Ys 進給傳動的總機械效率 一般可取 0 15 0 20 根據(jù)資料顯示 CDJK6140 系列車床的最大切削主力 F 2750N 即 Pz 2750N 故進給力 Px 0 5Pz 1375N Ys 取 0 2 Vs 8m min 代入 3 1 式 10 kwNs92 06128375 4 1 2 伺服電機型號 考慮到進給系統(tǒng)的過載現(xiàn)象 選擇型號為 110SNMA9 的永磁無刷伺服電機 參數(shù)如下表 表 4 1 參數(shù)表 額定功率 額定轉矩 額定轉速 額定電流 轉子慣量 電機時間常數(shù) 機械時間常數(shù) 1 884kw 9N m 3000r Pm 7 0A 0 718 1 03kg m2 6 1ms 0 85ms 4 2 縱向進給滾珠絲杠副的設計選擇 在一般情況下 設計滾珠絲杠時 必須知道下列條件 最大工作負載 Fmax 或平 均工作負載 Fm 作用下的使用壽命 T 絲杠的工作長度 L 或螺母的有效行程 絲杠 的轉速 n 平均轉速 n 滾道的硬度 HRC 及絲杠的運轉情況 然后按下列步驟進行設 計 a 計算作用在滾珠絲杠上的最大動負載 Ca 的數(shù)值 b 從滾珠絲杠設計標準中 找出相應尺寸系列對應的最大動載荷 Ca 的相近值 并初選型號 c 根據(jù)具體工作要求 對于結果尺寸 循環(huán)方式 調隙方法及傳動效率等方面 的要求 從初選的幾個型號中再挑選出比較合適的公稱直徑 d0 導程 L0 滾珠列數(shù) k 滾珠圈數(shù) j 等確定某一型號 d 根據(jù)所選出的型號 列出 或算出 其主要參數(shù)的數(shù)值 驗算其剛度及穩(wěn)定 性系數(shù)是否滿足要求 若不滿足要求 則需要另選其它型號 再做上述的計算和驗算 直至滿足要求為止 11 4 2 1 確定滾珠絲杠的支承方式 螺母座 絲杠的軸承及其支架等剛度不足將嚴重影響滾珠絲杠副的傳動剛度 因 此螺母座應有加強筋 以減少受力后的變形 螺母與床身的接觸面積宜大些 其聯(lián)接 螺釘?shù)膭偠纫矐c高位銷要緊密配合 不能松動 滾珠絲杠常用推力軸承支承 以提高軸向剛度 當滾珠絲杠的軸向負荷很小時 也可用角接觸球軸承支承 滾珠絲杠在機床上的安裝支承方式有以下幾種 一端固定 圖 4 1 滾珠絲杠一端固定圖 這種安裝方式的承載能力小 軸向剛度低 只適用于短絲杠 一般用于數(shù)控機床 的調節(jié)環(huán)節(jié)或升降臺式數(shù)控銑床的立向坐標中 兩端支持 12 圖 4 2 滾珠絲杠兩端支持 此種方式可用于絲杠較長的情況 應將止推軸承離液壓馬達及絲杠的常用段 以 減少絲杠熱變形的影響 一端固定 一端支持 圖 4 3 滾珠絲杠一端固定一端支持 把角接觸球軸承裝在滾珠絲杠的兩端 并旋加預緊拉力 這樣有助于提高剛度 但這種安裝時絲杠的熱變形較為敏感 軸承壽命較兩端裝推力軸承及向心球軸承方式 低 兩端固定 13 圖 4 4 滾珠絲杠兩端固定 兩端裝推力軸承 為使絲杠具有最大的剛度的兩端可用雙重支承 并加預緊力 這種結構方式不能精確地預先測定預緊力 預緊力大小是由絲杠的溫度轉化而產生的 設計時要求提高推力軸承的承載能力和支架強度 根據(jù)設計所要的絲杠副的高精度 中等轉速 選擇 G J 形式安裝 4 2 2 滾珠絲杠副參數(shù)的確定 2 額定動載荷 Ca 滾珠絲杠在工作過程中承受軸向負載 使得滾珠和滾道型面產生接觸應力 對滾 道型面上某一點 是交變接觸應力 在這種交變應力的作用下 經過一定的應力循環(huán) 次數(shù)后 滾珠或滾道型面產生疲勞損傷 從而使得滾珠絲杠喪失工作性能 這是滾珠 絲杠副破壞的主要形式 在設計滾珠絲杠副時 必須保證它在一定的軸向負載的作用 下 在回轉 10 轉后 滾道上雖然受滾珠壓力 但不應有點蝕現(xiàn)象發(fā)生 此時所能隨的 軸向負載稱為這種滾珠絲杠能承受的最大動負荷 Ca 工作負荷 P 是指數(shù)按機床工作時 實際作用在滾珠絲杠上的軸向 壓力 它的數(shù)值 可用下列進給牽引力的實驗公式計算 對于燕尾形導軌的機床 2 GPyzfxKFa 式中 F1 F1 F2 X Y Z 方向上的切削分力 N G 移動部件的質量 N 14 導軌上的磨擦系數(shù) f K 考慮顛覆力矩影響的實驗系數(shù) 在正常情況下 K 可以下列數(shù)值 f 對于燕尾形導軌 K 1 4 0 2 f 在設計滾珠絲杠副時 首先從工作負荷 Fa 推算出最大動負荷 Ca 設計時可采用計 算滾珠軸承的方法 由疲勞強度公式知 3 FaCL 即 3 式中 Ca 最大動負荷 Fa 工作負荷 L 壽命 以 106轉為單位 1 610 nTL 式中 n 滾珠絲杠的轉速 r min T 使用壽命時間 普通機床 10000h L 20 轉6 如果工作負荷在 Fmin 和 Fmax 之間單調變化勤周期性單調連續(xù)變化 則其平均負 荷 Fm 可按下式近似計算 3 minax2F 式中 Fmax 最大工作負荷 N Fmin 最小工作負荷 N 則 Ca 71 203 Fmax 0 5Pz Pz 為主切削分力 Fmax 1375N Fmin 35 Fmax 481 25N 所以 2750481 073FmN 故 Ca 2 71Fm 2912N 額定靜載荷 Cao 如果滾珠絲杠副是在低速 n Fmax 的要求 從系列 列表中選定所設計絲杠副的公稱直徑的 d0 并查處相應的其它尺寸 計算靜負荷 Cmo Cmo Kr Kh Fmax 即 CmoCmo 1 5 2 1375 4125N 根據(jù) Ca 2919N Cao 4125N 來選擇絲杠 選擇 FYND4005 4 型滾珠絲杠副 其參數(shù) 如下 表 4 2 滾珠絲杠參數(shù)表 主要尺寸 計算公式 公稱直徑 d o 40mm 基本導程 L o 5mm 滾珠直徑 d b 3 175mm 接觸角 o45 滾道圓弧半徑 R 1 762125mm21 bdR 螺旋升角 7o 滾道圓弧偏心距 e 0 12345mmobCse452 16 絲杠大徑 d mm84 395140 bdd 絲杠小徑 d1 mm7 6201 re 螺母大徑 D mm3 dD 螺母小徑 D1 mm5 40200 p 4 2 3 對選定的滾珠絲杠副參數(shù)進行核算 1 滾珠絲杠副的預加負荷 在滾珠絲杠副上施加預緊力后 可提高軸向剛度和傳動精度 但預緊力不可過大 過大則影響絲杠副的使用壽命 因此 要在滿足所需壽命和精度要求的條件下 合理 決定預緊力的大小 滾珠和螺紋滾道間由于受軸向力的作用而產生軸向變形 在彈性變形范圍內 變 形量 的大小可按赫茲公式計算 32KP 式中 k 與滾道的曲率半徑 材料的彈性模具有關的系數(shù) 對與一確定的絲杠副來說 K 是常數(shù) 因此 只是 P 的函數(shù) 將 隨 P 的變 化關系做出曲線 如圖所示 在曲線起始段 隨 P 的變化較快 當 P 增加到 P0 后 變化較慢 接近于某斜率直線 在實際應用時 總希望受載后絲杠變形盡可能小些 即剛度性能好 據(jù)此 可施加一定的預緊力 P 預 P 0 對應于絲杠變形為 0 這樣在 受到軸向工作載荷 P P0 時 變形 就進入曲線后半部的直線段了 載荷的變化對變 形的影響就非常小了 17 圖 4 5 預緊力確定關系圖 在上圖中 設對螺母 A B 施加了預緊力 P0 相應的變形 0 當外加軸向工作 載荷 P 時 螺母 B 在接觸點處產生了 的彈性變形 而螺母 A 由于彈性恢復 P 與 P0 反向之故 其接觸點上的變形量反而減少了 其結果螺母 A B 在 P0 的共同作 用下 總變形量為 A0 B 此時 若繼續(xù)增大 P 則螺母 A 中的滾珠負荷減少 變形 A 亦隨之減少 當 P 增加到一定數(shù)值時 與 0 相等 A 0 0 這時螺母 A 中滾珠和滾道剛 好接觸 如果再繼續(xù)增大 P 就會出現(xiàn)間歇 因此 要保證絲杠在最大軸向載荷 Pmax 作用下沒有間歇 P0 就必須滿足一定的關系 下面求出這種關系 當 A 0 0 時 0 此時螺母 的變形為 2 B00 又因為 0 K B32maxKp320P 所以得到 2 K32ax320 即 P0 P 預 Pmax1 18 由此得到結論 在雙螺母預緊力的滾珠絲杠副中 為使螺母和絲杠之間不出現(xiàn)間 歇 應使預緊力近似等于最大軸向載荷的 1 3 P0 過小 不能保證無間歇傳動 P0 過 大 會降低傳動效率和承載能力 Fp Fmax 458N3 最大軸向壓縮載荷 機床的進給絲杠通常是受軸向力的壓桿 若軸向力過大 將使絲杠失去穩(wěn)定而產 生翹曲 滾珠絲杠受壓力作用后在彈性范圍的臨界穩(wěn)定載荷 Fc Fc 2 4Ldmbc 采用 G J 支撐形式時 m 20 10 42N 為公稱直徑 mm cd d 為滾珠直徑 mm b L 為絲杠軸的支撐距離 mm 則 nFc 當水平位置時許用穩(wěn)定安全系數(shù) 4 Nc 524410 1567 302 NFc48 即 F 為絲杠最大軸向壓縮載荷 a 滾珠絲杠的極限轉速 極限轉速的計算為使絲杠副在高速運轉時不發(fā)生共振現(xiàn)象 應對其極限轉 速進行核算 當絲杠發(fā)生共振時轉速稱為臨界轉速 以 Nc 表示 min 10226rLKdNcbc 式中 為公稱直徑 mm cd 19 d 為滾珠直徑 mm b Ko 為絲杠軸的支撐結構系數(shù) 采用 G J 形式 K 2 5 極限轉速 n 滿足 Ncn8 0 Nc 121 min 1095 214675 34136 r N 0 8Nc 2 36 min 0r 滾珠絲杠副的剛度 滾珠絲杠副的剛度 K gj11 式中 K 為滾珠絲杠副的剛度 K j 為滾珠的軸向接觸剛度 K1 為螺母的安裝剛度 Kg 為絲杠軸的安裝剛度 當有預加負荷 Fp 且為額定動載荷的 1 10 時 Kj 可近似的以下式表示 54 032mnZdFjb 式中 F 為軸向工作載荷 N db 為滾珠直徑 mm Z Z 圈數(shù) 列數(shù) Z 為一圈滾珠數(shù) 內循環(huán) Z d 0 db 3 5 粒 d0為公稱直徑 Kj 0 54 1 4 10 3 N m24396175 8 3 螺母支撐剛度 K1 K1 10ln8mNEA 其中 A 為螺母橫截面積 E 2 1 10 5 Ln 為螺母支承面至有效滾延間的長度 A 1 6 10 3 mm2 故 K1 1 6 10 3 2 1 105 1000 10 3 3 4 10 3 N m 20 絲杠軸的支承剛性 Kg 圖 4 6 滾珠絲杠一端固定一端支持 當采用圖示的支承方式 Kg 1546 10 8 1 0 10 3 N m 810LsEA 滾珠絲杠副的剛度 K 因為 gj1 所以 K 1 0 5 103 N m j1 驅動力矩及驅動功率 使絲杠旋轉運動所需驅動力矩 Ma F Ph 2000 N m 公稱導程 Ph 5mm 0 9 所以 Ma 1 22N m 由預緊力所產生的摩擦力矩 Mf K N m 8102 PhFp Mf 0 5 103 N m54v 總驅動力矩 M Ma Mf M Ma Mf 1 24N m 所需功率 W Kw 950 W 105 8 241kw 21 式中 F 為軸向載荷 Ph 為公稱直徑 為效率 選擇絲杠軸承 3 絲杠采取一端軸向固定 一端簡支的方式 固定端采取一對推力角接觸球軸 承 面對面組配 型號為 7205C 內徑 外徑 寬為 25mm 52mm 15mm 額定動 載荷為 C 15 8kN 預加載荷 Fo 458N 平均載荷 Fm 1077N 所選絲杠的基本導程 Lo 5mm 要求快進速度 8m min 因此絲杠的最大轉速 Vmax r min33810 65 設絲杠的最小轉速 Vmin 1r min 故平均速度 r min 3321 601 670avN 軸承壽命 L 10 9458107630 hFCpmp 66319 avhhN 能滿足要求 簡支端軸承只承受絲杠的部分重量 不需計算 滾珠絲杠與伺服電機的連接 22 圖 4 6 連軸器關系圖 滾珠絲杠可通過聯(lián)軸器與伺服電機直接聯(lián)結 為了消除絲杠與電機軸之間的同軸 度和垂直度誤差 可用彈性聯(lián)軸器 如上圖所示 彈性片分別用螺釘和兩邊的聯(lián)軸器 通過柔性片傳遞力矩 在實際生產過程中 為了滿足絲杠既能電動控制又能手動調整的特點 在絲杠與 電機之間設計了連接軸 三者的連接方式如下圖 圖 4 7 連接軸關系圖 23 結 論 至今為止 基本上完成了本課程的設計要求 課題的主要設計內容包括 伺服電 機的選擇 絲杠結構設計 伺服電機與絲杠的連接形式設計 絲杠與床鞍的連接設計 絲杠的支承方式設計 進給系統(tǒng)的潤滑設計 進給系統(tǒng)運轉精度 直接將導致整個機床的加工精度 因此 絲杠精度的選擇 絲杠的支承如何保證軸向定位精度等關鍵性問題是急需解決的 由于自身的經驗有限 面對這些關鍵性問題只能從理論上去尋求解決的方法 因此 自己所設計的結構和運 用到生產實踐中仍相距甚遠 24 參考文獻 1 張新義 經濟型數(shù)控機床系統(tǒng)設計 北京 機械工業(yè)出版社 1994 7 2 范云漲 陳兆年 金屬切削機床設計簡明手冊 北京 機械工業(yè)出版社 1994 7 3 戴曙 金屬切削機床手冊 北京 機械工業(yè)出版社 1995 10 4 李 洪 實用機床設計手冊 沈陽 遼寧科學技術出版社 1999 1 5 王啟義 蔡群禮 胡寶珍 金屬切削機床設計 東北工學院出版社 1989 10 6 成大先 機械設計手冊 單行本潤滑與密封 北京 化工出版社 2004 1 7 黃祖德 機械設計 北京 理工大學出版社 1992 6 8 吳宗澤 機械設計禁忌 500 例 北京 機械出版社 1996 9 黃鶴訂 國家機械工業(yè)局 中國機電產品目錄 10 冊 北京 機械出版社 2000 7 10 滾珠絲杠 上海 川浦機械實業(yè)公司樣本 11 電動潤滑泵 南京 貝奇爾機械產品有限公司樣本 12 鋼帶保護套 滄州 長城機械制品有限公司樣本 25 附件清單 縱向進給系統(tǒng)裝配圖 CJK30000 A0 1 張 連接軸 CJK30101 A3 1 張 隔套 1 CJK30102 A4 1 張 隔套 2 CJK30103 A4 1 張 隔套 3 CJK30104 A4 1 張 隔套 4 CJK30105 A4 1 張 軸承端蓋 CJK30106 A4 1 張 法蘭支架 CJK30107 A3 1 張 螺母座側護殼 CJK30108 A4 2 張 法蘭 A CJK30109 A3 1 張 法蘭 B CJK30110 A3 1 張 螺母座 CJK30111 A1 1 張 法蘭 C CJK30112 A3 1 張 縱向滾珠絲杠副 CJK30113 A2 1 張 法蘭 D CJK30114 A4 1 張 絲杠支架封蓋 CJK30115 A4 1 張 絲杠支架 CJK30116 A3 1 張 連軸器護殼 CJK30117 A3 1 張 電機支座 CJK30118 A1 1 張 8 圓錐銷 CJK30119 A4 1 張 前擋板 CJK30120 A4 1 張 絲杠防護罩 CJK30121 A3 1 張 油管 CJK30122 A4 1 張 床鞍 CDJK40101 A0 1 張 潤滑系統(tǒng)裝配圖 CJK41000 A2 1 張