立式加工中心工作台设计(共17页).doc

精选优质文档-----倾情为你奉上 目录7.3机械转动系统的误差计算与分析148.机械传动系统的动态分析159. 立式加工中心工作台设计1.概述1.1技术要求工作台、工件和夹具总质量m=833kg(重力W=8500N)，工作台行程900mm，工作台快进速度20000mm/min,工作台采用滚动摩擦导轨，动摩擦系数为0.01，静摩擦系数为0.01，工作台定位精度为0.04mm，重复定位精度为0.01mm，机床的工作寿命为20000h采用伺服电机，额定功率7.5kw，强力切削时铣刀直径125mm，主轴转速300r/min切削方式进给速度（m/min）时间比例(%)备注强力切削0.610主电机满功率一般切削0.830粗加工精加工切削150精加工快速进给2010空载1.2总体设计方案为了满足以上技术要求，采取以下技术方案：（1） 工作台工作面尺寸（宽度长度）确定为400mm1200mm2） 工作台导轨采用矩形导轨，在与之相配的动导轨滑动画面上贴聚四氟乙烯导轨板同时采用斜镶条消除导轨导向面的间隙，在背板上通过设计偏心轮结构来消除导轨背面与背板的间隙，并在与工作台导轨相接触的斜镶条接触面上和背板接触面上贴膜。

3） 对滚珠丝杠螺母副采用预紧，并对滚珠丝杠进行拉伸预4） 采用伺服电动机驱动5） 采用膜片弹性联轴器将伺服电动机与滚珠丝杠连接2.滚珠丝杠螺母副的选型和计算2.1主切削力及其切削分力计算（1）计算主切削力Fz 根据已知条件，采用端面铣刀在主轴计算转速下进行强力切削（铣刀直径D=125mm），主轴具有最大扭矩，并能传递主电动机的全部功率，此时铣刀的切削速度为：（已知机床主电动机的额定功率为7.5kw，主轴计算转速n=300r/min根据公式得刀具的切削速度为： 取机床的机械效率为：，则由式得主切削力： （2）计算各切削分力 工作台的纵向切削力、横向切削力和垂向切削力分别为 2.2导轨摩擦力的计算在切削状态下坐标轴导轨摩擦力的计算可以查课程设计指导书：（1）根据式（2-8a）计算在切削状态下的导轨摩擦力此时导轨动摩擦系数，查表2-3得镶条紧固力,则 （2）按式（2-9a）计算在不切削状态下的导轨摩擦力和 2.3计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力 （1）按式（2-10a）计算最大轴向负载力 （2）按式（2-11a）计算最小轴向负载力 2.4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 根据已知条件取电动机的最高转速得： 2）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速和平均载荷（1）各种切削方式下滚珠丝杠的轴向载荷。

强力切削时的轴向载荷定为最大轴向载荷，快速移动和钻镗定位时的轴向载荷定为最小轴向载荷一般切削（粗加工）和精细切削（精加工）时，滚珠丝杠螺母副的轴向载荷分别可按下式计算： 并将计算结果填入表2 表2 数控机床滚珠丝杠的计算切削方式轴向载荷/N进给速度/(m/min)时间比例/(%)备注强力切削1375.4110一般切削（粗加工）380.0830精细切削（精加工）110.2550快移和镗钻加工10510（2）计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速 （3）按式（2-17）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速 （4）按式（2-18）计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷3)确定滚珠丝杠预期的额定动载荷（1）按预定工作时间估算查表2-28得载荷性质系数=1.3已知初步选择的滚珠丝杠的精度等级为2级，查表2-29得精度系数=1，查表2-30得可靠性系数=0.44，则由式（2-19）得 （2）因对滚珠丝杠螺母副将实施预紧，所以可按式（2-21）估算最大轴向载荷查表2-31得预加载荷系数=4.5，则 （3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷。

取以上两种结果的最大值，＝8108.84N4）按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径（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40，重复定位精度为10，根据式（2-23）、式（2-24）以及定位精度和重复定位精度的要求，得10＝（3.3~5） 40＝（8~10）取上述计算结果的较小值，即=3.3。

2）估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径本机床工作台（X轴）滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用两端固定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 ≈（1.2~1.4）行程+（25~30）取L＝1.3行程+30≈（1.3900+3010）mm＝1470mm又=105N，由式（2-26）得 5）初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号根据计算所得的、、，初步选择FFZD型内循环垫片预紧螺母式滚珠丝杠螺母副FFZD4010-3（见本书附录A表A-3），其公称直径、基本导程、额定动载荷和丝杠直径如下： =40mm， =10mm =30000N＞=8108.84N 34.3mm＞=16.87mm故满足式（2-27）的要求6）由式（2-29）确定滚珠丝杠螺母副的预紧力 1375.41N＝458.47N7）计算滚珠丝杠螺母副的目标行程补偿值与预紧拉力n（1）按式（2-31）计算目标行程补偿值。

已知温度变化值△t=2℃，丝杠的膨胀系数α=/℃，滚珠丝杠螺母副的有效行程 ＝工作台行程+安全行程+2余程+螺母长度 ＝（900+100+220+146）mm＝1186mm故 ＝11△t＝1121186mm＝0.26mm（2）按式（2-32）计算滚珠丝杠的预拉伸力已知滚珠丝杠螺纹底径=27.3mm，滚珠丝杠的温升变化值△t=2℃，则 =1.81△t=1.81234.334.3=4258.89N8）确定滚珠丝杠螺母副支承用轴承的规格型号（1）按式（2-33）计算轴承所承受的最大轴向载荷 （2）计算轴承的预紧力 （3）计算轴承的当量轴向载荷 （4）按式（2-15）计算轴承的基本额定动载荷C已知轴承的工作转速n==280r/min，轴承所承受的当量轴向载荷=853.25N，轴承的基本额定寿命L=20000h轴承的径向载荷和轴向载荷分别为 因为，所以查表2-25得，径向系数X=1.9，轴向系数Y=0.54，故 （5）确定轴承的规格型号。

因为滚珠丝杠螺母副拟采取预拉伸措施，所以选用60角接触球轴承组背对背安装，以组成滚珠丝杠两端固定的支承形式由于滚珠丝杠的螺纹底径为34.3mm，所以选择轴承的内径d为30mm，以满足滚珠丝杠结构的需要在滚珠丝杠的固定端端选择国产60角接触球轴承两件一组背对背安装，组成滚珠丝杠的两端固定支承方式轴承的型号为TNI/P4DFA，尺寸（内径外径宽度）为30mm62mm16mm，选用脂润滑该轴承的预载荷能力为1450N，大于计算所得的轴承预紧力=458.47N并在脂润滑状态下的极限转速为2200r/min，高于滚珠丝杠的最高转速=2000r/min，故满足要求该轴承的额定动载荷为=26000N，而该轴承在20000h工作总寿命下的基本额定动载荷C=8422.06N，也满足要求3.工作台部件的装配图设计 将以上计算结果用于工作台部件的装配图设计4.滚珠丝杠螺母副的承载能力校验4.1滚珠丝杆螺母副临界压缩载荷的校验工作台的滚珠丝杆支承方式采用预拉伸结构，丝杠始终受拉而不受压因此，不存在压杆不稳定问题4.2滚珠丝杆螺母副临界转速的校验1.滚珠丝杠螺母副临界压缩载荷Fc的校验根据图1得滚珠丝杠螺母副的最大受压长度L1=1066mm，丝杠水平安装时，K1=1/3，查表2-44得K2=2，由式2-35得：Fc=K1K2=2=81202.76N本工作台滚珠丝杠螺母副的最大轴向压缩载荷为Famax=1375.41N，远小于其临界压缩载荷Fc的值，故满足要求。

2.根据图1可得滚珠丝杆螺母副临界转速的计算长度=1080mm已知弹性模量E=MPa，材料密度N/，重力加速度9.8，安全系数。