數(shù)控加工中心主軸和工作臺的結(jié)構(gòu)設(shè)計

畢業(yè)設(shè)計（論文）題目：數(shù)控加工中心主軸和工作臺的結(jié)構(gòu)設(shè)計（英文）：數(shù)控加工中心主軸和工作臺的結(jié)構(gòu)設(shè)計摘要加工中心由于備有刀庫并能自動更換刀具，使得工件在一次裝夾中可以完成多工序的加工。加工中心一般不需要人為干預(yù)，當機床開始執(zhí)行程序后，它將一直運行到程序結(jié)束。加工中心還賦予了專業(yè)化車間一些諸多優(yōu)點，如：降低機床的故障率，提高生產(chǎn)效率，提高加工精度，削減廢料量，縮短檢驗時間，降低刀具成本，改善庫存量等。由于加工中心的眾多優(yōu)勢，所以它深受全球制造企業(yè)的青睞。加工中心主要由主軸組件、回轉(zhuǎn)工作臺、移動工作臺、刀庫及自動換刀裝置以及其它機械功能部件組成。其中的主軸組件是機床重要的組成部分，其運動性能直接影響機床加工精度與表面粗糙度。本文在查閱大量國內(nèi)外文獻的基礎(chǔ)上，通過研究分析不同加工中心主軸組件的性能，綜合地比較了其特點，并擬定了一個較為合理的主軸組件結(jié)構(gòu)方案。同時，還就主軸、軸承以及絲杠等重要零件的機械性能進行了探討，并對這些零件的剛度和強度進行了校核。此外，本設(shè)計中所采用的陶瓷軸承能有效地增加主軸的剛度，從而提高了加工中心的可靠性和穩(wěn)定性。本課題是關(guān)于數(shù)控加工中心主軸和工作臺的設(shè)計，課題研究目的是在現(xiàn)有資料的基礎(chǔ)上，對數(shù)控加工中心主軸和工作臺整體進行設(shè)計，并通過所學(xué)知識嘗試對其部分結(jié)構(gòu)和工藝進行優(yōu)化，提高其使用效率。關(guān)鍵詞：數(shù)控加工中心；主軸；工作臺；結(jié)構(gòu)設(shè)計

目錄1 概述 71.1 國內(nèi)外發(fā)展狀況 71.2 課題的目的和意義 72 主軸 82.1 主軸的主要技術(shù)指標 82.2 課題擬解決的關(guān)鍵問題 82.3 解決上述問題的策略 92.4 方案擬定 92.4.1 數(shù)控加工中心主軸組件的組成 92.4.2 機械系統(tǒng)方案的確定： 92.5 主軸電動機的選用 112.5.1 主電動機功率估算 112.6 主軸 122.6.1 主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 122.6.2 主軸軸徑的確定： 132.6.3 主軸受力分析 152.6.4 主軸的強度校核 192.6.5 主軸的剛度校核 202.7 主軸組件的支承 212.7.1 主軸軸承 212.7.2 主軸軸承的配置 222.7.3 主軸軸承的預(yù)緊 232.7.4 主軸支承方案的確定 242.7.5 軸承的配合 242.7.6 主軸軸承設(shè)計計算 252.8 同步帶的設(shè)計計算 272.8.1 設(shè)計功率Pd 272.8.2 選定帶型和節(jié)距 272.8.3 小帶輪齒數(shù)Z1 272.8.4 小帶輪節(jié)圓直徑d1 282.8.5 大帶輪齒數(shù)Z2 282.8.6 大帶輪節(jié)圓直徑d2 282.8.7 帶速v 282.8.8 初定軸間距a0 282.8.9 帶長及其齒數(shù) 292.8.10 實際軸間距 292.8.11 小帶輪嚙合齒數(shù) 292.8.12 基本額定功率P0 302.8.13 帶寬bs 302.8.14 作用在軸上的力Fr 302.8.15 帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 302.9 主軸組件的潤滑與密封 312.9.1 主軸組件的潤滑 312.9.2 主軸組件的密封 312.9.3 本課題的潤滑與密封方案的確定 332.10 鍵的設(shè)計計算 332.10.1 主軸上的鍵 332.10.2 主電機上的鍵 342.11 液壓缸的設(shè)計計算 353 主軸組件的進給運動部件 373.1 進給電動機的選用 373.1.1 進給電動機功率的估算 373.1.2 進給電動機的選用 373.2 聯(lián)軸器的設(shè)計計算 383.2.1 類型選擇 383.2.2 載荷計算 383.2.3 型號選擇 383.3 垂直方向伺服進給系統(tǒng)的設(shè)計計算 383.3.1 切削力估算 383.3.2 滾珠絲杠副的設(shè)計計算 394 工作臺 454.1 工作臺參數(shù)擬定 454.2 總體方案的確定 454.2.1 導(dǎo)軌副的選用 454.2.2 絲桿螺母副的選用 454.2.3 減速裝置的選用 464.2.4 伺服電動機的選用 464.2.5 檢測裝置的選用 464.3 機械傳動部件的計算與選型 464.3.1 導(dǎo)軌上移動部件的重量估算 464.3.2 銑削力的計算 464.3.3 直線滾動導(dǎo)軌副的計算與選型 474.3.4 滾珠絲杠螺母副的計算與選型 484.3.5 聯(lián)軸器的選擇及計算 504.4 傳動系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動慣量計算 514.4.1 轉(zhuǎn)動慣量的計算基本公式 514.5 步進電機的選用 524.5.1 步距角的選擇 524.5.2 步進電機輸出轉(zhuǎn)矩的選擇 524.5.3 總負載轉(zhuǎn)矩Mfq的計算 534.5.4 啟動矩頻特性校核 54

引言機械工業(yè)為各行各業(yè)適時提供先進可靠經(jīng)濟的機械裝備，它是國民經(jīng)濟的重要支柱產(chǎn)業(yè)。而機床則是制造機器的機器，是機械工業(yè)的核心。機床工業(yè)的技術(shù)水平，是一個時代新技術(shù)綜合發(fā)展水平的重要標志，所以世界各國都高度重視機床工業(yè)的發(fā)展。新中國成立至今，我國機床工業(yè)從無到有，從小到大，尤其是改革開放以來更得到了迅猛的發(fā)展，逐漸建立起與國民經(jīng)濟相適應(yīng)的工業(yè)體系。但是，我國機床工業(yè)的總體技術(shù)水平與工業(yè)發(fā)達國家相比，還有較大差距。尤其是高精尖的數(shù)控機床方面，突出的表現(xiàn)是產(chǎn)品品種少，質(zhì)量較差，可靠性較低；在科研和設(shè)計方面，有關(guān)資料短缺，設(shè)計方法落后，開創(chuàng)性差，部分技術(shù)引進消化不良等現(xiàn)象尚待解決。裝備工業(yè)技術(shù)水平和現(xiàn)代化程度決定這整個國民經(jīng)濟的水平和現(xiàn)代化程度，數(shù)控技術(shù)及裝備是發(fā)展高新技術(shù)產(chǎn)業(yè)和尖端工業(yè)的主要技術(shù)和最基本的裝備。制造技術(shù)和裝備是人類生產(chǎn)活動的最基本的生產(chǎn)資料，也是國家國力的一種體現(xiàn)，而數(shù)控技術(shù)則是當今先進制造技術(shù)和裝備最核心的技術(shù)，世界上各工業(yè)發(fā)達國家將數(shù)控技術(shù)及數(shù)控裝備列為國家戰(zhàn)略物資，在關(guān)鍵的數(shù)控技術(shù)和裝備方面對我國實施封鎖和限制，在很多高精尖裝備和零部件上進行壟斷。我國數(shù)控技術(shù)起步晚，又因為種種原因，數(shù)控機床技術(shù)一直和國際頂尖水平有所差距。

概述國內(nèi)外發(fā)展狀況對于數(shù)控加工技術(shù)，國外從1953年美國研制出第一臺三坐標方式升降臺數(shù)控銑床至今，已有近70年，而國內(nèi)稍微落后幾年，因為種種原因，技術(shù)水平一直與國際上有所差距。國內(nèi)在90年后有數(shù)控加工技術(shù)有了較大的提高，但目前在進給速度，主軸轉(zhuǎn)速，刀具交換時間，精度等方面和國外一些工業(yè)發(fā)達的國家相比還是有很大差距。最近幾年國內(nèi)對數(shù)控加工技術(shù)更加的重視，加大力度探索，也取得很好的成績，但國產(chǎn)數(shù)控加工中心還是不能與國外同類產(chǎn)品比肩，導(dǎo)致國產(chǎn)數(shù)控加工中心的市場占有率逐年降低。國產(chǎn)數(shù)控機床除了在高速，高效和精度上有所差距外，可靠性方面也是明顯落后的，國外平均故障時間大都在5000小時以上，而國產(chǎn)機床大大低于這個數(shù)字，這也是用戶反映最強烈的問題之一?？傊?，國內(nèi)數(shù)控加工機床還有很大的發(fā)展空間，需要我們繼續(xù)探索和提高。課題的目的和意義加工中心是典型的集高新技術(shù)于一體的機械加工設(shè)備，它的發(fā)展代表了一個國家設(shè)計、制造的水平，因此在國內(nèi)外企業(yè)界都受到高度重視。本課題的目的是進行數(shù)控加工中心主軸和工作臺的結(jié)構(gòu)設(shè)計，主軸和工作臺作為加工中心的執(zhí)行元件，它確保帶動刀具進行切削加工、傳遞運動、動力及承受切削力等，并滿足相關(guān)的技術(shù)指標要求。通過設(shè)計了解和認識數(shù)控加工中心的主要結(jié)構(gòu)和技術(shù)，并強化所學(xué)的知識，學(xué)會靈活自如的應(yīng)用。主軸主軸的主要技術(shù)指標主軸擬定的主要技術(shù)指標要求：主軸孔錐度：7:24；主軸孔直徑：52mm；主軸箱行程（Z軸）：470mm；主軸轉(zhuǎn)速范圍：30-3000r/min；快速移動速度（Z軸）：10mm/min；進給速度（Z軸）：1-400mm/min課題擬解決的關(guān)鍵問題各類機床對其主軸組件的要求，主要是精度問題，就是要保證機床在一定的載荷與轉(zhuǎn)速下，主軸能帶動工件或刀具精確地、穩(wěn)定地繞其軸心旋轉(zhuǎn)，并長期地保持這一性能。主軸組件的設(shè)計和制造，都是圍繞著解決這個基本問題出發(fā)的。為了達到相應(yīng)的精度要求，通常，主軸組件應(yīng)符合以下幾點設(shè)計要求[1]：旋轉(zhuǎn)精度：旋轉(zhuǎn)精度是指機床在空載低速旋轉(zhuǎn)時，主軸前端安裝工件或刀具部位的徑向和軸向跳動值滿足要求，目的是保證加工零件的幾何精度和表面粗糙度。剛度：指主軸組件在外力的作用下，仍能保持一定工作精度的能力。剛度不足時，不僅影響加工精度和表面質(zhì)量，還容易引起振動，惡化傳動件和軸承的工作條件。設(shè)計時應(yīng)在其它條件允許的條件下，盡量提高剛度值。抗振性：指主軸組件在切削過程中抵抗強迫振動和自激振動保持平穩(wěn)運轉(zhuǎn)的能力?？拐裥灾苯佑绊懠庸け砻尜|(zhì)量和生產(chǎn)率，應(yīng)盡量提高。溫升和熱變形：溫升會引起機床部件熱變形，使主軸旋轉(zhuǎn)中心的相對位置發(fā)生變化，影響加工精度。并且溫度過高會改變軸承等元件的間隙、破壞潤滑條件，加速磨損。耐磨性：指長期保持其原始精度的能力。主要影響因素是材料熱處理、軸承類型和潤滑方式。根據(jù)本課題的設(shè)計任務(wù)要求，由于主軸的轉(zhuǎn)速并不是很高，所以在抗振性、溫升等方面不必重點考慮，而應(yīng)重點考慮加工中心的旋轉(zhuǎn)精度和剛性。但是在設(shè)計時仍應(yīng)綜合考慮以上幾項要求，注意吸收新技術(shù)，以獲得滿意的設(shè)計方案。解決上述問題的策略旋轉(zhuǎn)精度主要取決于主軸、支承軸承、主軸箱上軸承座等的制造、裝配和調(diào)整精度。顯然，若要保證主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度，則必然對主軸支承軸頸的圓度、軸承滾道及滾子的圓度、主軸及其上的回轉(zhuǎn)零件的動平衡度、止推軸承的滾道及滾動體的誤差、以及對主軸的主要定心面的徑向跳動和軸向竄動等提出較高的整體要求，特別要提高支承軸承的精度等級。要保證旋轉(zhuǎn)精度，通常應(yīng)盡量滿足以上要求。而對于主軸組件的剛度，實際上是主軸、軸承、軸承座等加工設(shè)計的綜合反映。主軸自身的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸，滾動軸承的配置形式（背靠背、面對面、同向、混合等）、數(shù)量、類型、預(yù)緊等，以及支承的跨距、主軸前端的懸伸量等都將直接影響其剛度。為了保證機床的主軸具有足夠的剛度，通常應(yīng)盡量使主軸前端的懸伸量縮短，主軸直徑增大，并通過計算求出支承軸承間的最佳跨距、進行預(yù)緊、采用合理的軸承及其相應(yīng)的配置形式等措施。采用以上各種措施必然會使機床的剛性及旋轉(zhuǎn)精度大幅度提高，但是，若盲目地全部采納上述措施，則一定會使機床的制造難度增大，成本增加。所以，在設(shè)計的時候，要綜合各項因素考慮。方案擬定數(shù)控加工中心主軸組件的組成主軸組件是由主軸，主軸軸承，裝在主軸上的傳動件和密封件等組成的。機械系統(tǒng)方案的確定：主軸傳動機構(gòu)：齒輪傳動，同步帶傳動；由于齒輪傳動需要具備較多的潤滑條件，而且為了使主軸能夠達到一定的旋轉(zhuǎn)精度，必須選擇較好的工作環(huán)境，以防止外界雜物侵入。而同步帶傳動則避免了這些狀況，并且傳動效率和傳動比等都能符合課題的要求，故在本課題的主軸傳動方式中選擇同步帶傳動。同步帶傳動的優(yōu)點是[2]:a）無滑動，能保證固定的傳動比；b）預(yù)緊力較小，軸和軸承上所受的載荷??；c）帶的厚度小，單位長度的質(zhì)量小，故允許的線速度較高；d）帶的柔性好，故所用帶輪的直徑可以較小。其主要缺點是安裝時中心距的要求嚴格。主軸進給機構(gòu)：進給電機和絲桿直接傳動的方式（滑動螺旋，滾動螺旋）：由于本課題中絲杠用于主軸垂直方向的進給，所以對于高低速時運行的穩(wěn)定性要求較高。故對比以上兩種螺旋傳動的特點，結(jié)合本課題的需求，故采用傳動效率高、磨損小、傳動平穩(wěn)的滾動螺旋傳動方式。刀具自動夾緊機構(gòu)：在本課題中，采用氣壓缸夾緊方式，從而避免因油路堵塞等常見情況。而在拉桿處則采用鋼球拉緊機構(gòu)，因為其加工簡單，并可以有效的拉緊刀桿。主軸準停機構(gòu)：機械方式，電氣方式；本課題采用電氣式主軸準停裝置，此方式避免了機械裝置的復(fù)雜結(jié)構(gòu)，只需要數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出指令信號，主軸就可以準確地定向。切屑清除機構(gòu)：自動清除主軸孔內(nèi)的灰塵和切屑是換刀過程的一個不容忽視的問題，在拉緊刀桿時，錐孔表面和刀桿錐柄會被劃傷，甚至?xí)沟稐U發(fā)生偏斜，破壞刀桿的正確定位，影響零件的加工精度，甚至?xí)沽慵顖髲U。為了保持主軸錐孔的清潔，常采用的方法是使用壓縮空氣吹屑。伺服驅(qū)動系統(tǒng)方案的確定：交流伺服電動機，直流伺服電動機，步進電機。本課題的主電機選用中選擇交流伺服電動機。總體方案確定：在主軸傳動方式中選擇同步帶傳動；在主軸的進給運動中，采用滾珠絲杠；主軸準停機構(gòu)采用磁力傳感器檢測定向；采用了液壓缸運行的方式，通過活塞、拉桿、拉釘?shù)纫幌盗性倪\動來達到刀桿的松緊目的；切屑清除機構(gòu)；進給系統(tǒng)使用直流伺服電動機，主運動系統(tǒng)選用交流伺服電動機。主軸電動機的選用主電動機功率估算主切削力的計算經(jīng)驗公式[1]：F切式中：F切apafaed0：刀直徑，單位為：mmZ：銑刀齒數(shù)；KFz：銑削力修正系數(shù)，σb：工件材料抗拉強度，單位為：GPa已知：高速鋼刀具：刀具前角γ0=15°；主偏角Kγ=60°；工件材料為σb=將上述擬定條件代入公式中（2.1），則可得主切削力F切削速度[1]V主切削力的計算銑削功率P主電機功率P其中：ηm為機床主傳動系統(tǒng)傳動效率。滾珠軸承傳動效率為0.99[1],同步帶傳動效率為0.98[1]主電機選型利用交流伺服系統(tǒng)可進行精密定位控制，可作為CNC機床、工業(yè)機器人等的執(zhí)行元件。FANUC交流主軸電機S系列從0.65kW~37kW共分13種。它的特點是轉(zhuǎn)速高、輸出功率大、性能可靠、精度好、振動小、噪音低，既適合于高速切削又適合于低速重切削。該系列可應(yīng)用在各種類型的數(shù)控機床上。根據(jù)主電機功率PE=5.48kW其主要技術(shù)參數(shù)如下：a）額定輸出功率：5.5kW；b）最高速度：6000r/min；c）額定輸出轉(zhuǎn)矩：35.0N?d）轉(zhuǎn)子慣量：0.022N?主軸主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計主軸的主要參數(shù)是指：主軸前軸頸直徑D1；主軸內(nèi)孔徑d；主軸懸伸量a和主軸支承跨距l(xiāng)圖2-1主軸主要參數(shù)示意圖主軸軸徑的確定：主軸軸徑通常指主軸前軸頸的直徑，其對于主軸部件剛度影響較大。加大直徑D，可減少主軸本身彎曲變形引起的主軸軸端位移和軸承彈性變形引起的軸端位移，從而提高主軸部件剛度。但加大直徑受到軸承dn值的限制，同時造成相配零件尺寸加大、制造困難、結(jié)構(gòu)龐大和重量增加等，因此在滿足剛度要求下應(yīng)取較小值。設(shè)計時主要用類比分析的方法來確定主軸前軸頸直徑D1。加工中心主軸前軸頸直徑D1按主電動機功率來確定，有表3.11-6[3]查得由于裝配需要，主軸的直徑總是由前軸頸向后緩慢地逐段減小的。在確定前軸徑D1后，由式3.11-1[3]可知前軸頸直徑D1和后軸頸直徑D主軸內(nèi)孔直徑d的確定主軸內(nèi)孔直徑與機床類型有關(guān)，主要用來通過棒料，通過拉桿、鏜桿或頂出頂尖等。確定孔徑d的原則是，為減輕主軸重量，在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求下，應(yīng)盡量取大值。由經(jīng)驗得知，當dD≥0.7時（D是主軸平均直徑），主軸剛度會急劇下降；而當dD≤0.5時，內(nèi)孔d對主軸幾乎無影響，可忽略不計，d此時，剛度削弱小于25%.按照任務(wù)書的要求及綜合各軸段直徑的實際大小，確定內(nèi)孔直徑d=

52mm。主軸端部形狀的選擇機床主軸的軸端一般用于安裝刀具、夾持工件或夾具。在結(jié)構(gòu)上，應(yīng)能保證定位準確、安裝可靠、連接牢固、裝卸方便，并能傳遞足夠的扭矩。目前，主軸端部的結(jié)構(gòu)形狀都已標準化。圖所示為銑床主軸的軸端形式，其尺寸大小按照JB2324-78進行加工，選擇主軸序號為50的主軸端部尺寸。圖2-2銑床主軸的軸端形式主軸懸伸量a的確定主軸懸伸量a是指主軸前端面到前支承徑向反力作用中點(一般即為前徑向支承中點)的距離。它主要取決于主軸端部結(jié)構(gòu)型式和尺寸、前支承的軸承配置和密封裝置等，有的還與機床其他結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)，如工作臺的行程等，因此主要由結(jié)構(gòu)設(shè)計確定。懸伸量a值對主軸部件的剛度和抗振性具有較大的影響。因此，確定懸伸量a的原則，是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下盡可能取小值，同時應(yīng)在設(shè)計時采取措施縮減a值。主軸支承跨距l(xiāng)的確定支承跨距l(xiāng)是指主軸相鄰兩支承反力作用點之間的距離?？缇鄉(xiāng)是決定主軸系統(tǒng)動、靜剛度的重要影響因素。合理確定支承跨距，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。最優(yōu)跨距l(xiāng)是指在切削力作用下，主軸前端的柔度值最小時的跨距。其推導(dǎo)公式是在靜態(tài)力作用下進行的。實驗證明，動態(tài)作用下最優(yōu)跨距很接近于推得的最優(yōu)值。最優(yōu)跨距l(xiāng)0,可按下列公式計算[1]l0=α?式中：α=36EI1+K=αa1+k1其中：a：主軸前端懸伸長，單位為cm；E：材料的彈性模量，單位為N/I：軸慣性矩，單位為cm4k1：前軸承剛度值，單位為Nk2：后軸承剛度值，單位為N按上式計算最優(yōu)跨距l(xiāng)0，計算過程如下I=π64D14式中：D1：主軸跨距部分的平均直徑，單位為mmd1：主軸跨距部分的平均孔徑，單位為mmDd由式（2.5）可得：I≈205cm4；由參考文獻[1]中3.11-11確定k1≈900N/m，k2≈730N/m；由主軸材料為將上述參數(shù)代入公式（2.3），（2.4），得α=862cm，將α，K代入公式（2.2），得l0按照結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求，取l=336mm因為l=336mm<l0主軸受力分析軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。而作用在軸上的扭矩一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。主軸上的軸承采用一端固定，另一端游動的支承形式。圖示2.3a為軸承在空間力系的總受力圖，它可分解為鉛垂面(圖2.3b)和水平面(圖2.3c)兩個平面力系。由公式(2.

1)得出切向銑削力F徑向負荷[4]F切向負荷[4]F軸向負荷[4]F由于此主軸的受力屬于簡單靜不定梁類型，所以要以靜不定梁的受力方法來解決問題。為了使其變形與原靜不定梁相同，必須滿足變形協(xié)調(diào)條件，即要求撓度ωB利用疊加法，得撓度為：ωB=Fr2式中：Fr2：徑向（切向）負荷風(fēng)力，單位為NF：徑向（切向）負荷，單位為N；E：材料的彈性模量，E=2.1×I：軸慣性矩，單位為cm4由公式（2.5）得I=205將F=Fr，ω解得Fr2v≈664.37N，F(xiàn)r3v≈-332.48N由F解得F由F解得F將F=Ft，F(xiàn)ω解得F由F解得F由F解得F則可知：A-B段支承反力：水平面:F垂直面：FB-C段支承反力：水平面:F垂直面：FC-D段支承反力：水平面:F垂直面：FD-E段支承反力：水平面:F垂直面：FA-B段彎矩：水平面：M垂直面：M合成：MB-C段彎矩：水平面：M垂直面：M合成：MC-D段彎矩：水平面：M垂直面：M合成：MD-E段彎矩：水平面：M垂直面：M合成：M可得受力圖，彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖如下：機構(gòu)草圖受力簡圖水平面受力水平面彎矩圖垂直面受力垂直面彎矩圖合成彎矩圖轉(zhuǎn)矩圖己知：小帶輪的輸出功率為5.5kW，同步帶的傳動效率為0.98。所以，大帶輪的輸出功率為：P則大帶輪的輸出轉(zhuǎn)矩為：T=主軸的強度校核從合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖上得知，主軸在截面C、D處承受了較大的彎矩，并且還受到帶輪傳動所帶來的扭矩。因此，這兩個截面是危險截面。在校核主軸的強度時應(yīng)按彎扭合成強度條件進行計算。軸的彎扭合成強度條件為[5]σca=MW式中：σca：軸的計算應(yīng)力，單位為MPaW：軸的抗彎截面系數(shù)，單位為mm3?。赫酆舷禂?shù)；σ-1：軸的許用彎曲應(yīng)力，單位為MPaT：軸所受的扭矩，單位為N?M：軸所受的彎矩，單位為N?軸的抗彎截面系數(shù)為[5]W=式中：d：軸頸處直徑，單位為mm；β：β=d1d，此處得W=根據(jù)主軸材料為40Cr，由表15-1[5]查得許用彎曲應(yīng)力σ-1=70MPa將上述參數(shù)代入公式（2.7），則軸的計算應(yīng)力為σ因為σca<σ主軸的剛度校核軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。若變形量超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至?xí)适C器應(yīng)有的工作性能。對于本課題的主軸，應(yīng)該按軸的彎曲剛度校核。軸計算剛度經(jīng)驗公式為y1=F式中：y1：軸的計算撓度，單位為mmI：軸慣性量，單位為mm4E：軸所用材料的彈性模量，單位為NL：支承跨度，單位為mm；Ft1：軸所受圓周力，單位為NFr1：軸所受徑向力，單位為Nyp：軸的允許撓度，單位為mm已知：Ft=1841.4N，F(xiàn)r=716.1N，I=205cm4，將上述參數(shù)代入公式（2.8），則軸的理論剛度為y由于y1<y綜上所述，軸的強度，剛度均符合要求。主軸組件的支承主軸軸承機床主軸帶著刀具或夾具在支承件中作回轉(zhuǎn)運動，需要傳遞切削扭矩，承受切削抗力，并保證必要的旋轉(zhuǎn)精度。數(shù)控機床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能力及回轉(zhuǎn)精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類型、結(jié)構(gòu)、配置、精度、安裝、調(diào)整、潤滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。在數(shù)控機床上主軸軸承常用的有滾動軸承和滑動軸承。滾動軸承摩擦阻力小，可以預(yù)緊，潤滑維護簡單，能在一定的轉(zhuǎn)速范圍和載荷變動范圍下穩(wěn)定地工作。滾動軸承由專業(yè)化工廠生產(chǎn)，選購維修方便，在數(shù)控機床上被廣泛采用。但與滑動軸承相比，滾動軸承的噪聲大，滾動體數(shù)目有限，剛度是變化的，抗振性略差并且對轉(zhuǎn)速有很大的限制。數(shù)控機床主軸組件在可能條件下，盡量使用了滾動軸承，特別是大多數(shù)立式主軸和主軸裝在套筒內(nèi)能夠作軸向移動的主軸。這時滾動軸承可以用潤滑脂潤滑以避免漏油。數(shù)控機床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能力及回轉(zhuǎn)精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。目前，一般中小規(guī)格的數(shù)控機床（如車床、銳床、鉆鍾床、加工中心、磨床等）的主軸部件多采用成組高精度滾動軸承重型數(shù)控機床采用液體靜壓軸承，高精度數(shù)控機床（如坐標磨床）采用氣體靜壓軸承，轉(zhuǎn)速達2~10×10主軸軸承的配置根據(jù)主軸部件的工作精度、剛度、溫升和結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，合理配置軸承，可以提高主傳動系統(tǒng)的精度。采用滾動軸承支承，有許多不同的配置形式，目前數(shù)控機床主軸軸承的配置主要有如圖所示的幾種形式[1]。在圖3.7a所示的配置中，前支承采用雙列短圓柱滾子軸承和60°角接觸球軸承組合，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用成對角接觸球軸承，該配置可滿足強力切削的要求，普遍應(yīng)用于各類數(shù)控機機床。在圖3.7b所示的配置形式中，前軸承采用角接觸球軸承，由2~在圖3.7c所示的配置形式中，前后支承均采用成對角接觸球軸承，以承受徑向載荷和軸向載荷，角接觸球軸承具有較好的高速性能，主軸最高轉(zhuǎn)速可達4000r/在圖3.7d所示的配置形式中，前支撐采用雙列圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用單列圓錐滾子軸承，這種配置徑向和軸向的剛度高，可承受重載荷，尤其能承受較強的動載荷，安裝與調(diào)整性能好，但主軸轉(zhuǎn)速和精度的提高受到限制，因此適用于中等精度，低速與重載荷的數(shù)控機床主軸。主軸軸承的預(yù)緊對主軸滾動軸承進行預(yù)緊和合理選擇預(yù)緊量，可以提高主軸部件的回轉(zhuǎn)精度、剛度和抗振性。滾動軸承間隙的調(diào)整或預(yù)緊，通常是通過軸承內(nèi)、外圈的相對軸向移動來實現(xiàn)的。軸承內(nèi)圈移動這種方法適用于錐孔雙列圓柱滾子軸承。用螺母通過套筒推動內(nèi)圈在錐形軸頸上做軸向移動，使內(nèi)圈變形脹大，在滾道上產(chǎn)生過盈，從而達到預(yù)緊的目的。圖3.8所示為幾種軸承內(nèi)圈的預(yù)緊形式。圖3.8a結(jié)構(gòu)簡單，但預(yù)緊量不易控制，常用于輕載機床主軸部件。圖3.8b用螺母限制內(nèi)圈的移動量，易于控制預(yù)緊量。圖3.8c在主軸凸緣上均布數(shù)個螺釘以調(diào)整內(nèi)圈的移動量，調(diào)整方便，但是用幾個螺釘調(diào)整。易使墊圈歪斜。圖3.8d將緊靠輔承右端的墊圈做成兩個半環(huán)，可以徑向取出，修磨其厚度可控制預(yù)緊量的大小，調(diào)整精度較高。修磨座圈通過修磨軸承的內(nèi)外座圈，可以調(diào)整軸承的預(yù)緊力。圖3.9所示為兩種修磨的形式。圖為軸承外圍寬邊相對（背對背）安裝，這時修磨軸承內(nèi)圈的內(nèi)側(cè)，使間隙a增大。圖所示為外圍窄邊相對（面對面）安裝，這時修磨軸承外圈的窄邊。在安裝時按圖示的相對關(guān)系裝配，并用螺母或法蘭蓋將兩個軸承軸向壓攏，使兩個修磨過的端面貼緊，這樣能夠使兩個軸承的滾道之間產(chǎn)生預(yù)緊。另一種方法是將兩個厚度不同的隔套放在兩軸承內(nèi)、外圈之間，同樣將兩個軸承軸向相對壓緊，使?jié)L道之間產(chǎn)生預(yù)緊，隔套調(diào)整法如圖3.10所示。主軸支承方案的確定主軸軸承的不同配置形式對主軸組件剛度損失有巨大的影響，從而確定當支承跨距較大時，降低支承剛度，或適當增大主軸軸頸直徑和內(nèi)孔直徑是減小主軸組件剛度損失的有效措施，并可提高其動態(tài)性能。由于加工中心在加工時不僅需要受到軸向力，還會受到一定的徑向力。因此在本課題的軸承配置中選用如圖3.7的方式。而本課題的預(yù)緊方式采用隔套調(diào)整法及雙螺母預(yù)緊。軸承的配合由于主軸軸承在工作時基本上都是內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)、外圈相對固定不動，且主軸承受載荷多為定向載荷。因此，為了提高軸承的剛性，防止軸承在工作期間因摩擦發(fā)熱而引起內(nèi)圈膨脹，導(dǎo)致內(nèi)圈與主軸之間產(chǎn)生相對轉(zhuǎn)動現(xiàn)象，精密機床主軸軸承內(nèi)圈與主軸之間一般選擇過盈配合。另外，為了使軸承外圈溝道不只在某一局部受力，允許軸承外圈在軸承座內(nèi)出現(xiàn)蠕動現(xiàn)象，以盡可能地延長軸承的使用壽命。同時，為防止軸承外圈因熱膨脹引起與軸承座之間的過緊現(xiàn)象，引起軸承預(yù)緊增加，導(dǎo)致摩擦發(fā)熱加劇，故軸承外圈與軸承座之間一般選擇間隙配合。在本課題中，固定端前支承的7017C角接觸球軸承與軸承座的配合采用間隙配合，配合目標間隙值取3~8μm。為了提高機床的切削剛性，該軸承與主軸的配合采用過盈配合，配合目標過盈量取0~4μm。而后支承的7015C角接觸球軸承與主軸選用過盈配合，配合目標過盈量取0主軸軸承設(shè)計計算軸承受力分析軸承的受力簡圖參見圖。從圖上可知，在A、B兩處所用的是同種型號的角接觸球軸承，且D處的軸承是成對使用，共同承擔支承作用。所以，校驗C、D處7017AC軸承只需取受力最大處即可。已知：Fr2v=664.37N，F(xiàn)r3v則軸承7017AC所受徑向合力為：F則軸承7015AF軸承7017AC壽命計算軸承的工作年限為7年（一年按300天計算），每天兩班工作制（按16h計算），則軸承預(yù)期計算壽命為L已知軸承7017AC所受的軸向負荷F=1074.15N，徑向負荷F=1833.03N。由表13-5[5]查得分界判斷系數(shù)e=0.68。F由表13-5[5]查得徑向動載荷系數(shù)X=1，軸向動載荷系數(shù)Y=0。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，由表13-6[5]查得載荷系數(shù)一般為1.2~1.8，取fP=以小時數(shù)表示的軸承壽命L10h（單位為hL10h=106式中：L10h：失效率10%（可靠度90%）的基本額定壽命10N：軸承的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；C：基本額定動載荷，單位為N；P：當量動載荷，單位為N；Ε：壽命指數(shù)，對球軸承ε=3，滾子軸承查表22-42[8]得基本額定動載荷C=59.2KN。將上述參數(shù)代入公式（2.9），則以小時數(shù)表示的軸承壽命為L由于L10h>L軸承7015AC壽命計算軸承的工作年限為7年（一年按300天計算），每天兩班工作制（按16h計算），則軸承預(yù)期計算壽命為L已知軸承7015AC所受的軸向負荷F=1074.15N，徑向負荷F=458.67N。由表13-5F由表13-5[5]查得徑向動載荷系數(shù)X=0.41，軸向動載荷系數(shù)Y=0.87。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，由表13-6[5]查得載荷系數(shù)一般為1.2~1.8P=查表55-42[8]得基本額定動載荷C=46.8L由于L10h>L同步帶的設(shè)計計算設(shè)計功率Pd根據(jù)工作機為加工中心，原動機為交流電動機，每天兩班制工作（按16h計），由表12-50[8]查得KA＝2.0。故設(shè)計功率為P式中：P：傳遞的功率，單位為KW。KA：選定帶型和節(jié)距根據(jù)設(shè)計功率Pd=11KW，小帶輪轉(zhuǎn)速n按照同步帶的帶型為H型，由表12-46[8]查得節(jié)距P小帶輪齒數(shù)Z1根據(jù)小帶輪轉(zhuǎn)速n1=6000r/min，同步帶的帶型為H型，由12-51[8]查得小帶輪的最小齒數(shù)Z小帶輪節(jié)圓直徑d1d式中：Z1小帶輪齒數(shù)Pd：節(jié)距按照小帶輪齒數(shù)Z1=30，同步帶的帶型為H型，由表15-56[8]大帶輪齒數(shù)Z2i=式中：n1小帶輪轉(zhuǎn)速n2大帶輪轉(zhuǎn)速大帶輪節(jié)圓直徑d2d式中：Pb節(jié)距按大帶輪齒數(shù)Z2=60，同步帶帶型為H型，由表12-56帶速vv=式中：d1：小帶輪節(jié)圓直徑n1：小帶輪轉(zhuǎn)速初定軸間距a0經(jīng)驗公式[8]:0.7×d1+d式中：d1d2將d1，d2值代入公式（2.10），得故取a0帶長及其齒數(shù)L式中L0：帶長a0：初定軸間距d1：小帶輪節(jié)圓直徑d2：大帶輪節(jié)圓直徑 按帶長L0=1095.92mm，同步帶的帶型為H型，由表12-47[8]查得應(yīng)選用帶長代號為450的H型同步帶，節(jié)線長實際軸間距a=式中：a0：初定軸間距LP：節(jié)線長L0：小帶輪嚙合齒數(shù)Z式中：Zm：小帶輪嚙合齒數(shù)Pb：節(jié)距基本額定功率P0按照同步帶的帶型為H型，由表12-53[8]查得帶的許用工作拉力Ta＝2100.85N，帶的單位長度的質(zhì)量P式中：Ta寬度為b帶寬bs按同步帶的帶型為H型，由表12.52[8]查得bs0=76.2mm；按小帶輪嚙合齒數(shù)Zm=帶寬為：b式中：KZ：嚙合齒數(shù)系數(shù)bs0：同步帶的基準寬度，單位為mm按照帶寬bs=18.49，同步帶帶型為H型，由表12-48[8]作用在軸上的力FrF式中：Fr作用在軸上的力Pd：設(shè)計功率v：帶速。帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸傳動選用的同步帶為450H075小帶輪：Z1=30，d1大帶輪：Z2=60，d主軸組件的潤滑與密封主軸組件的潤滑與密封是機床使用和維護過程中值得重視的兩個問題。良好的潤滑效果可以降低軸承的工作溫度和延長使用壽命。密封不僅要防止灰塵屑末和切削液進入，還要防止?jié)櫥偷男孤?。主軸組件的潤滑在數(shù)控機床上，主軸軸承潤滑方式主要有油脂潤滑，油液循環(huán)潤滑、油霧潤滑、油氣潤滑等。油脂潤滑方式這是目前在數(shù)控機床的主軸軸承上最常用的潤滑方式，特別是在前支承軸承上更是常用。當然，如果主軸箱中沒有冷卻潤滑油系統(tǒng)，那么后支承軸承和其他軸承一般采用油脂潤滑方式。在數(shù)控機床上，通常采用高級油脂的種類為高級鋰基油脂或德國產(chǎn)NBU-15型油脂，每加一次油脂可使用7~10年。主軸軸承油脂封入量，通常為軸承空間容積的同時，脂潤滑會降低全鋼軸承的性能，而混合陶瓷球軸承卻可以安全地采用脂潤滑，符合本課題的主軸支承的選用。但是，要注意的是，采用油脂潤滑方式，要采取有效的密封措施，以防止切削液或潤滑油進入軸承中。油霧潤滑方式油霧潤滑方式是將油液經(jīng)高壓氣體霧化后，從噴嘴成霧狀噴到需潤滑部位的潤滑方式。由于霧狀油液吸熱性好，又無油液攪拌作用，所以此方式常用于高速主軸軸承的潤滑。但是，油霧容易吹出，污染環(huán)境[10]。主軸組件的密封密封的作用主要是防止灰塵、屑末和切削液等進入軸承，以減少腐蝕和磨損；也可防止?jié)櫥屯饴?，保護環(huán)境，避免污染。主軸的密封分接觸式密封和非接觸式密封兩類。前者有摩擦和磨損，發(fā)熱嚴重，一般宜用于低速主軸。后者制成迷宮式和間隙式，發(fā)熱很小，應(yīng)用廣泛。圖是幾種非接觸密封的形式。圖是圈形間隙式密封，它是在蓋的內(nèi)腔中車出梯形或半圓形截面的環(huán)形油槽，并填滿潤滑脂。利用軸承蓋與軸的間隙密封，軸承蓋的孔內(nèi)開槽是為了提高密封效果。這種密封用在工作環(huán)境比較清潔的油脂潤滑處。圖是在螺母的外圓上開鋸齒形環(huán)槽，當油向外流時，靠主軸轉(zhuǎn)動的離心力把油沿斜面甩到端蓋1的空腔內(nèi)，油液流回箱內(nèi)。圖是迷宮式密封結(jié)構(gòu)，對于采用脂潤滑的主軸，密封主要是防止外界異物進入。所以，通常采用間隙式或迷宮式密封裝置。并且此密封方式在較惡劣的工作環(huán)境下也可獲得可靠的密封效果。迷宮式密封結(jié)構(gòu)是在組件的轉(zhuǎn)動和固定部分之間做成復(fù)雜而曲折的通道，間隙不超過0.2~0.4mm，并填滿潤滑脂。由于這種密封方法能有效地保護軸承，所以得到廣泛應(yīng)用接觸式密封主要有油氈圈和耐油橡膠密封圈密封，如圖所示[9]。本課題的潤滑與密封方案的確定本課題中主軸組件的潤滑方式采用油脂潤滑方式，由于潤滑脂的粘度大，不易流失，因此不需要經(jīng)常更換。這也是目前在數(shù)控機床的主軸軸承上最常用的潤滑方式。同時，由于本課題的軸承采用油脂潤滑方式，其密封目的主要是防止外界異物進入，所以可以采用較為簡單的密封方式。在本課題中，主軸支承處主要采用的是徑向迷宮式密封，而在絲杠軸承處主要采用油氈圈密封。如圖所示為徑向迷宮式密封裝置。鍵的設(shè)計計算主軸上的鍵對于采用常見的材料和按標準選取尺寸的普通平鍵聯(lián)接（靜聯(lián)接），其主要失效形式是工作面被壓潰。除非存在嚴重過載，否則一般不會出現(xiàn)鍵的剪斷。因此，通常只按工作面上的擠壓應(yīng)力進行強度校核計算。假定載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，則普通平鍵聯(lián)接的強度條件為：σ式中：T：傳遞的轉(zhuǎn)矩T=F×y≈F×d2，單位為K：鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5?h，此處h為鍵的高度，單位為mm；l：鍵的工作長度，單位為mm，圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L，這里的L為鍵的公稱長度，單位為mm,b為鍵的寬度，單位為d：軸的直徑，單位為mm；σp：鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位MPa己知：帶輪作用在軸上的力F=288.71N，鍵所處主軸段直徑d=72mm，鍵的寬度b=20mm，鍵的公稱長度L=70mm，鍵的高度h=12mm。鍵所傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T=由于主軸處采用圓頭平鍵，故鍵的工作長度為l=L鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為k=將上述參數(shù)代入公式，故聯(lián)接工作面擠壓應(yīng)力為σ按聯(lián)接工作方式為靜聯(lián)接，且載荷性質(zhì)具有沖擊性，查表9-3[8]得鍵聯(lián)接的許用應(yīng)力σp由于σp主電機上的鍵己知：主電機額定轉(zhuǎn)矩T=35N?m，電機輸出軸的直徑d=32mm，鍵的寬度b=l0mm，鍵的公稱長度L=70mm，鍵的高度h=8mm，鍵聯(lián)接的許用應(yīng)力σp由于主軸處采用單圓頭普通平鍵，故鍵的工作長度為l=L鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為k=將上述參數(shù)代入公式（2.11），故聯(lián)接工作面擠壓應(yīng)力為σ由于σp液壓缸的設(shè)計計算己知：由表30-109[1]選取液壓缸活塞直徑D=80mm，活塞桿直徑d=32mm，活塞和活塞桿的材料為45鋼。活塞和桿重計算：G己知：由GB/T2089-19948選取彈簧截面直徑d1=5mm，彈簧中徑D彈簧預(yù)壓縮量為S=根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計要求，確定活塞行程L=12mm，則彈簧力為F液壓缸的夾緊力為F=式中：D：活塞的直徑，單位為mm；D：活塞桿的直徑，單位為mm；P：液壓油的工作壓力，P=8×10η：效率系數(shù)，一般取η＝0.9；Ft：彈簧力，單位為N由于活塞桿為壓桿（只受壓力），所以可以按強度來檢驗活塞桿：d≥4?Fπ?σσp=σb式中：F：液壓缸的夾緊力，單位為N；σb：抗拉強度，單位為MPaS:安全系數(shù)，一般大于1.4，取S=1.5；σp:許用應(yīng)力，單位為MPa活塞桿的材料為45鋼，其抗拉強度σbσ將上述參數(shù)代入公式（2.12）得d而活塞桿直徑d=32mm，所以能夠滿足要求。

主軸組件的進給運動部件進給電動機的選用進給電動機功率的估算傳動效率η根據(jù)本課題的結(jié)構(gòu)設(shè)計，在進給部分中主要的機械傳動效率由聯(lián)軸器、滾珠軸承及滾動絲杠傳動組成。其中，聯(lián)軸器效率為0.99[1]，滾珠軸承效率為0.99[1]，滾動絲杠傳動效率為0.95[1]。總傳動效率：η電動機功率[1]P式中：Pf:進給傳動電動機功率，單位為kWFf:進給牽引力，單位為Nvf:進給速度，單位為m/minη:進給傳動鏈的總機械效率。進給電動機的選用寬調(diào)速直流伺服電動機的結(jié)構(gòu)特點是勵磁便于調(diào)整，易于安排補償繞組和換向極，電動機的換向性能得到改善，成本低，可以在較寬的速度范圍內(nèi)得到恒轉(zhuǎn)速特性。當然，寬調(diào)速直流伺服電動機體積較大，其電刷易磨損，壽命受到一定限制。日本法納克（FANUC）公司生產(chǎn)的用于工業(yè)機器人、CNC機床、加工中心（MC）的L系列適合于在頻繁啟動、制動場合應(yīng)用。根據(jù)估算得出的電動機功率P1=0.37kW，選用FANUC的6L型電動機，其主要性能指標如下：輸出功率：1.1kW額定轉(zhuǎn)矩：8.8N?m；最大轉(zhuǎn)矩：44.lN?m；最高轉(zhuǎn)速：2000r/min；轉(zhuǎn)子慣量：0.0018kg?m聯(lián)軸器的設(shè)計計算類型選擇為了隔離振動與沖擊，選用凸緣聯(lián)軸器。載荷計算已知進給電動機的額定轉(zhuǎn)矩為8.8N?m。根據(jù)工作機的轉(zhuǎn)矩是變化的，且沖擊載荷較大，原動機類型為電動機，由表14-1[5]查得工作情況系數(shù)KAT型號選擇選擇聯(lián)軸器時，聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩要大于計算轉(zhuǎn)矩，許用最大轉(zhuǎn)速要大于電動機轉(zhuǎn)速。由GB5843-86中查得YL5型凸緣聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為63N?m，許用最大轉(zhuǎn)速為5500r/min，適合于尺寸在22~垂直方向伺服進給系統(tǒng)的設(shè)計計算切削力估算由公式（2.1）得出切向銑削力縱向切削力F橫向切削力F垂直切削力F絲杠承重初估G=滾珠絲杠副的設(shè)計計算滾珠絲杠的導(dǎo)程的確定在本課題中，電機和絲杠直接相連，所以傳動比i=1，選擇電機6L型的最高工作轉(zhuǎn)速nmax=2000r/min，最大轉(zhuǎn)矩P確定絲杠的等效轉(zhuǎn)速最大進給時，絲杠的轉(zhuǎn)速為nmax最慢進給時，絲杠的轉(zhuǎn)速為nmin則得到絲杠的等效轉(zhuǎn)速（估算t1n式中：n1，n2：軸向載荷F1，F(xiàn)t1，t2：軸向載荷F1，F(xiàn)確定絲杠的等效負載工作負載是指機床工作時，實際作用在滾珠絲杠上的軸向壓力，它的數(shù)值可用進給牽引力的試驗公式計算。選定導(dǎo)軌為滾動導(dǎo)軌，而一般情況下，滾動導(dǎo)軌的摩擦系數(shù)為0.0025~0.005，取摩擦系數(shù)f為F式中：K:顛覆力矩影響系數(shù)，一般取為1.1~而絲杠的最小工作負載為F故其等效負載可按下式計算（估算t2=tF確定絲杠所受的最大動載荷取絲杠的工作壽命Th為15000h，同時取精度系數(shù)fa＝1，負荷性質(zhì)系數(shù)fw＝1.2，溫度系數(shù)ft60?則最大動載荷為C根據(jù)動載荷要求，選用插管埋入式雙螺母墊片預(yù)緊滾珠絲杠副，型號為CDM4005-5[8]。絲杠公稱直徑為?=40mm，基本導(dǎo)程Ph＝5mm，其額定動載荷Ca=21190N（Ca>Caτ臨界壓縮負荷確定絲杠螺紋部分的長度LU。LU等于工作臺的最大行程（470mm）加上螺母長度（100mm）[8]加兩端余程（20mm）[1]。LU支承跨距L1應(yīng)略大于LU，取為L1=765mm。絲杠全長L=860mm。臨界壓縮負荷Fcr=f1式中：f1E:材料的彈性模量，E=2.1×10I:絲杠最小截面慣性矩，單位為m4L0:最大受壓長度，單位為mK1:安全系數(shù)，一般取KFmax:最大軸向工作載荷，單位為N慣性矩:I=式中：d2:絲杠螺紋底徑，單位為mmd0:絲杠公稱直徑，單位為mmDW鋼:球直徑，單位為mm由于滾珠絲杠副支承方式采用雙推-簡支形式，查表4-7[12]得支承系數(shù)=2。將上述參數(shù)代入公式（3.1）得F可見Fcr遠大于Fmax，臨界轉(zhuǎn)速驗算臨界轉(zhuǎn)速經(jīng)驗公式：ncr≈30f式中：A：絲杠最小橫截面，單位為m2Lc：臨界轉(zhuǎn)速計算長度，單位為mK2：安全系數(shù)，一般取0.8Ρ：材料的密度，碳鋼ρ＝7.85×f2由于滾珠絲杠副支承方式采用雙推-簡支形式，查表4-7[12]得支承系數(shù)f2絲杠最小橫截面為：A=式中：d2：絲杠螺紋底徑，單位為mm臨界轉(zhuǎn)速計算長度：n可見ncr遠大于nmax，軸承35TAC72A的動負荷驗算本課題在絲杠的固定端選用成對絲杠專用軸承組合，型號為35TAC72A，其額定動載Ca=35280N，預(yù)緊力Ft動負荷經(jīng)驗公式[12]：C=fhfn式中：fh：壽命系數(shù)fn：轉(zhuǎn)速系數(shù)Ft：軸承預(yù)緊力，單位為N壽命系數(shù)[12]：f式中：L10h：可靠性為90%的額定壽命，查表4-1[12]查得轉(zhuǎn)速系數(shù)[12]：f式中：nj將上述參數(shù)代入公式（3.3），則軸承動負荷為：C=可見軸承動負荷小于額定動載，故能滿足要求。軸承6207的動負荷驗算圖為絲杠的受力圖。已知：切向負荷Ft=716.1N，徑向負荷軸向負荷Fa=1074.15N，絲杠承重F得FF得F軸承6207的徑向合力為F己知軸承6207所受的軸向負荷Fa=1074.15N，徑向負荷Fr=1147.89Nf式中：f0：徑向接觸系數(shù)，一般取f由表13-5[2]查得分界判斷系數(shù)e=0.28F有表13-5[2]查得徑向動載荷系數(shù)X=O.56，軸向動載荷系數(shù)Y=l.55。由表查得載荷系數(shù)一般為1.0~1.2，取P=由表4-1[12]查得，軸承預(yù)期計算壽命L10h該軸承應(yīng)具有的基本額定動載荷為[2]C=P式中：L10h：失效率10%（可靠度90%）的基本額定壽命（10N：軸承的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；C：基本額定動載荷，單位為kN；P：當量動載荷，單位為N；Ε：壽命指數(shù)，對球軸承ε=3，滾子軸承ε=由于C<絲桿拉壓振動和扭轉(zhuǎn)振動的固有頻率驗算滾珠絲杠的拉壓剛度：Ks當絲杠螺母副運動到絲杠的兩個極端位置時，會產(chǎn)生最大和最小拉壓剛度。其中，L值分別為470mm和90mm。則由公式（3.4）得最大和最小拉壓剛度為：KK已知：軸承的接觸剛度kB=1225N/μm，絲杠螺母的接觸剛度K雙推-簡支方式的絲杠軸向拉壓剛度Ke由下式計算1得到軸向拉壓剛度K絲桿拉壓振動的固有頻率ω顯然，絲杠的扭轉(zhuǎn)振動的固有頻率遠遠大于2000r/min，所以，能滿足要求。

工作臺工作臺參數(shù)擬定設(shè)計一種供立式數(shù)控加工中心使用的X-Y數(shù)控工作臺，主要參數(shù)如下：1. 立銑刀最大直徑d=16mm；2. 立銑刀齒數(shù)Z=8；3. 最大銑削寬度ae4. 最大背吃刀量ap5. 加工材料為碳鋼；6. X、Y方向的脈沖當量δx7. X、Y方向的定位精度均為0.01mm；8. 工作臺面尺寸為255mm×255mm，加工范圍為275mm×275mm；9. 工作臺空載最快移動速度vxmax10. 工作臺進給最快移動速度vxmax總體方案的確定導(dǎo)軌副的選用要設(shè)計的X-Y工作臺是用于立式數(shù)控加工中心的，需要承受的載荷不大，但脈沖當量小、定位精度高，因此，決定選用直線滾動導(dǎo)軌副，它的優(yōu)點是摩擦系數(shù)小、不易爬行、傳動效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、安裝預(yù)緊方便。絲桿螺母副的選用伺服電動機的旋轉(zhuǎn)運動需要通過絲桿螺母副轉(zhuǎn)換成直線運動，要滿足0.005mm的脈沖當量和的定位精度，滑動絲桿副無能為力，只有選用滾珠絲桿副才能達到。滾珠絲桿副的傳動精度高、動態(tài)響應(yīng)快、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、壽命長、效率高，預(yù)緊后可消除反向間隙。減速裝置的選用選擇了步進電動機和滾珠絲桿副以后，為了圓整脈沖當量，放大電動機的輸出轉(zhuǎn)矩，降低運動部件折算到電動機轉(zhuǎn)軸上的轉(zhuǎn)動慣量，可能需要減速裝置，且應(yīng)有消間隙機構(gòu)。為此，決定采用無間隙齒輪傳動減速箱。伺服電動機的選用任務(wù)書規(guī)定的脈沖當量尚未達到0.001mm，定位精度也未達到微米級，空載最快速度也只有3000mm/min。因此，本設(shè)計不必采用高檔次的伺服電動機，如交流伺服電動機或直流伺服電動機等，可以選用性能好一些的步進電動機，如混合式步進電動機，以降低成本，提高性價比。檢測裝置的選用選用步進電動機作為伺服電動機后，可選開環(huán)控制，也可選閉環(huán)控制。任務(wù)書所給的精度對于步進電動機來說還是偏高的，為了確保電動機在運轉(zhuǎn)過程中不受切削負載和電網(wǎng)的影響而失步，決定采用半閉環(huán)控制，擬在電動機的尾部轉(zhuǎn)軸上安裝增量式旋轉(zhuǎn)編碼器，用以檢測電動機的轉(zhuǎn)角與轉(zhuǎn)速。增量式旋轉(zhuǎn)編碼器的分辨力應(yīng)與步進電動機的步距角相匹配?？紤]到X、Y兩個方向的加工范圍相同，承受的工作載荷相差不大，為了減少設(shè)計工作量，X、Y兩個坐標的導(dǎo)軌副、絲桿螺母副、減速裝置、伺服電動機，以及檢測裝置擬采用相同的型號與規(guī)格。機械傳動部件的計算與選型導(dǎo)軌上移動部件的重量估算按照下導(dǎo)軌上面移動部件的重量來進行估算。包括工件、夾具、工作臺、上層電動機、減速箱、滾珠絲杠副、導(dǎo)軌座等,估計重量約為800N.銑削力的計算由（2.1）可知F則可求得徑向負荷F切向負荷F軸向負荷F考慮逆銑時的情況，工作臺受到垂直方向的銑削力Fz=Fa=1074.15N，受到水平方向的銑削力分別Fr直線滾動導(dǎo)軌副的計算與選型滑塊承受工作載荷的計算及導(dǎo)軌型號的選取工作載荷是影響直線滾動導(dǎo)軌副使用壽命的重要因素。本設(shè)計中的X-Y工作臺為水平布置，采用雙導(dǎo)軌、四滑塊的支承形式?？紤]最不利的情況，即垂直于臺面的工作載荷全部由一個滑塊承擔，則單滑塊所受的最大垂直方向載荷為：Fmax=G4其中，移動部件重量G=800N，外加載荷F=Fz=查表3-41，根據(jù)工作載荷，初選直線滾動導(dǎo)軌副的型號為KL系列的JSA-LG15型，其額定動載荷Ga=7.94kN任務(wù)書規(guī)定工作臺面尺寸為255mm×255mm，加工范圍為275mm×275mm，考慮工作行程應(yīng)留有一定余量，查表3-35，按標準系列，選取導(dǎo)軌的長度為580mm。距離額定壽命L的計算上述選取的KL系列JSA—LG15型導(dǎo)軌副的滾道硬度為60HRC，工作溫度不超過100攝氏度，每根導(dǎo)軌上配有兩只滑塊，精度為4級，工作速度較低，載荷不大。查表3-36~表3-40[13]，分別取硬度系數(shù)fH=1.0、溫度系數(shù)fT=1.00、接觸系數(shù)L遠大于期望值50km，故距離額定壽命滿足要求。滾珠絲杠螺母副的計算與選型最大工作載荷的計算如前頁所述，在立銑時，工作臺受到進給方向的載荷（與絲杠軸線平行）Fx=1841.4N，受到橫向的載荷（與絲杠軸線垂直）F已知移動部件總重量G=800N，按矩形導(dǎo)軌進行計算，查表3-29[13]，取顛覆力矩影響系數(shù)K=1.1，滾動導(dǎo)軌上的摩擦因數(shù)μ=0.005Fm最大動載荷的計算設(shè)工作臺在承受最大銑削力時的最快進給速度v=400mm/min，初選絲杠導(dǎo)程Ph=5mm取滾珠絲杠的使用壽命T=15000h，代入L0=60nT/查表3-30[1]，取載荷系數(shù)，滾道硬度為60HRC時，取硬度系數(shù)，代入式中，求得最大載荷：F初選型號根據(jù)計算出的最大載荷和初選的絲杠導(dǎo)程，查表3-31[13]，選擇濟寧博特精密絲杠制造有限公司生產(chǎn)的G系列2504-3型滾珠絲杠副，為內(nèi)循環(huán)固定反向器單螺母式，其公稱直徑為20mm，導(dǎo)程為5mm。循環(huán)滾珠為3圈×1列，精度等級取4級，額定動載荷為9309N。大于FQ傳動效率η的計算將公稱直徑D0=20mm，導(dǎo)程Ph=5mm，代入λ=arctanPh剛度的驗算1.X-Y工作臺上下兩層滾珠絲杠副的支承均采用“單推—單推”的方式，見書后插頁圖6-23[13]。絲杠的兩端各采用一對推理角接觸球軸承，面對面組配，左、右支承的中心距離約為a=540mm；鋼的彈性模量E=2.1×105MPa；查表3-31[13]，得滾珠直徑Dw忽略式（3-25）[13]中的第二項，算得絲杠在工作載荷Fmδ2.根據(jù)公式Z=πd0/Dw-3，求得單圈滾珠數(shù)Z=17；該型號絲杠為單螺母，滾珠的圈數(shù)×列數(shù)為3×1，代入公式Z∑=Z×因為絲杠加有預(yù)緊力，且為軸向負載的1/3，所以實際變形量可減小一半，取δ23.將以上算出的δ1和δ2代入δ總本例中，絲杠的有效行程為330，由表3-27[13]知，5級精度滾珠絲杠有效行程在315-400mm時，行程偏差允許達到壓桿穩(wěn)定性校核根據(jù)公式（3-28）[13]計算失穩(wěn)時的臨界載荷Fk。查表3-34[13]，取支承系數(shù)Fk=1；由絲杠底徑d2=16.2mm求得截面慣性矩I=綜上所述，初選的滾珠絲杠副滿足使用要求聯(lián)軸器的選擇及計算初步選用GH1系列螺紋線聯(lián)軸器，其特點：重量輕，體積?。桓邚姸蠕X合金材料，陽極氧化處理；具有抗油污耐腐蝕功能；可吸收振動，補償徑向，角度偏差和零回轉(zhuǎn)間隙；適用于馬達，編碼器，絲桿傳動，機床平臺；微電機等精密產(chǎn)業(yè)機械。初選：GH1-19-□□□□，其中：GH1表示系列號，19表示外徑為19mm。注:系列號后面不帶C為頂緊固定方式外形尺寸：（單位為mm）規(guī)格型號DLL1M可做最大內(nèi)徑GH2-32-□□□□32416.0M414技術(shù)參數(shù)：規(guī)格型號扭矩（N/M）糾纏能力最高轉(zhuǎn)速(rpm)擰緊力矩(N.m)額定最大徑向(mm)軸向(mm)角度(0)GH1-19-□□□□4.590.15±0.11.0100001.7GH1-19-□□□□，□□□□由計算得出，其中一個為絲杠跟聯(lián)軸器連接尺寸，另一個為電機軸跟聯(lián)軸器的配合尺寸。已知可做最大內(nèi)徑為10，則選絲杠端與聯(lián)軸器配合尺寸為10mm。傳動系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動慣量計算由于傳動部件并不都與電機軸同軸線，還存在各傳動部件轉(zhuǎn)動慣量向電機軸的折算問題。最后，要計算整個傳動系統(tǒng)折算到電機軸上的總轉(zhuǎn)動慣量，即傳動系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動慣量。轉(zhuǎn)動慣量的計算基本公式對于軸、軸承、聯(lián)軸器、絲杠等圓柱體的轉(zhuǎn)動慣量計算公式，當鋼材材料密度為7.8×10-3其中：D：為圓柱體直徑，單位cm；L：為圓柱體長度，單位cm。滾珠絲杠轉(zhuǎn)動慣量JS根據(jù)滾珠絲杠慣量JS折算到電機軸上為：J根據(jù)滾珠絲杠的公稱直徑d0=12.5mm則Js=工作臺等效轉(zhuǎn)動慣量JG工作臺是移動部件，其移動質(zhì)量折算到滾珠絲杠軸上的轉(zhuǎn)動慣量JG可按下式進行：其中：L0M為工作臺質(zhì)量，單位kg。則其等效工作臺轉(zhuǎn)動慣量[13]：J聯(lián)軸器等效轉(zhuǎn)動慣量JL對于聯(lián)軸器按其外徑計算D=32mm，長度為L=4.1mm，則其等效轉(zhuǎn)動慣量J故，傳動系統(tǒng)各部件折算到電機上的總等效轉(zhuǎn)動慣量：則J步進電機的選用根據(jù)步進電機的優(yōu)點，輸出轉(zhuǎn)角（步距角）無長期積累誤差，每轉(zhuǎn)一圈積累誤差會自動消失。啟動、停止、反轉(zhuǎn)及其他運行方式的改變，都可以在少量的脈沖周期內(nèi)完成并且具有定位轉(zhuǎn)矩。步距角的選擇定位精度要求較高，運行范圍較廣的控制系統(tǒng)，應(yīng)選用步距角較小，運行頻率較高的步進電機。已知脈沖當量δP=0.01mm/由公式θb×即步進電機的