铣床进给系统设计资料.docx

1、目录1.概述11.1技术要求11.2总体设计方案22.滚珠丝杠螺母副的选型和计算22.1主切削力及其切削分力计算22.2导轨摩擦力的计算32.3计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力32.4滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算33.工作台部件的装配图设计74.滚珠丝杠螺母副的承载能力校验84.1滚珠丝杆螺母副临界压缩载荷的校验84.2滚珠丝杆螺母副临界转速的校验84.3滚珠丝杆螺母副额定寿命的校验85.计算机械传动系统的刚度95.1机械传动系统的刚度计算95.2滚珠丝杠螺母副扭转刚度的计算106.驱动电动机的选型与计算106.1计算折算到电动机轴上的负载惯量。106.2计算折算到电动机轴上的负载力矩116.

2、3 计算坐标轴折算到电动机轴上的各种所需力矩126.4选择驱动电动机的型号137.确定滚珠丝杠螺母副的精度等级和规格型号137.1确定滚珠丝杠螺母副的精度等级137.2滚珠丝杠螺母副的规格型号148. 课程设计总结149.参考文献141.概述1.1技术要求工作台、工件和夹具的总质量m=918kg，其中，工作台的质量510kg；工作台的最大行程Lp=600 mm;工作台快速移动速度15000mm/min；工作台采用贴塑导轨，导轨的动、静摩擦系数均为0.15；工作台的定位精度为30m，重复定位精度为20m；机床的工作寿命为20000h（即工作时间为10年）。机床采用主轴伺服电动机，额定功率为5.5

3、kw，机床采用端面铣刀进行强力切削，铣刀直径125mm，主轴转速290r/min。切削状况如下：数控铣床的切削状况切削方式进给速度时间比例（%）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400mm×1200mm。（2） 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

4、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5.5kw，主轴计算转速n=290r/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

5、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

6、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 数控铣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3022.3710一般切削（粗加工）2179.4730精细切削（精加工）1721.4850快移和镗钻加工157510（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

7、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，33801.49 N。4）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30，重复定位精度为20，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20（710）30（6

8、7.5）取上述计算结果的较小值，即=6。（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 （1.21.4）行程+（2530）取L1.4×行程+30（1.4×600+30×10）mm1140mm又=1575N，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FFZD4010-5（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

9、径如下：=40mm， =10mm=46500N=33801.49N=34.3mm=21.3mm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3022.37N1007.46N7）计算滚珠丝杠螺母副的目标行程补偿值与预紧拉力（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=/，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 （600+100+2×20+146）mm886mm故 11t×11×2×886×mm0.02mm（2）按式（2-32）计算滚珠丝杠的预拉伸力。

10、已知滚珠丝杠螺纹底径=34.3mm，滚珠丝杠的温升变化值t=2，则8）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=230r/min，轴承所承受的当量轴向载荷=3680.41N，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°角接触球轴承组面对面安装，以

11、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。在滚珠丝杠的两个固定端均选择国产60°角接触球轴承两件一组面对面安装，组成滚珠丝杠的两端固定支承方式。轴承的型号为760306TNI/P4DFB，尺寸（内径×外径×宽度）为30mm×72mm×19mm，选用脂润滑。该轴承的预载荷能力为2900N，大于计算所得的轴承预紧力=1923.26N。并在脂润滑状态下的极限转速为1900r/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=345

12、00N，而该轴承在20000h工作总寿命下的基本额定动载荷C=34395N，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根据图可得滚珠丝杆螺母副临界转速的计算长度=837.5mm。已知弹性模量E=MPa，材料密度N/，重力加速度9.8，安全系数=0.8。由表2-44查得滚珠丝杆的最小惯性矩为滚珠丝杆的最小截面积为故可由公式得：r/min=10738.5r/min本工作

13、台滚珠丝杆螺母副的最高转速为1800r/min，远远小于其临界转速，故满足要求。4.3滚珠丝杆螺母副额定寿命的校验滚珠丝杆螺母副的寿命，主要是指疲劳寿命。它是指一批尺寸、规格、精度相同的滚珠丝杠在相同的条件下回转时，其中90%不发生疲劳剥落的情况下运转的总转速。查附录A表A-3得滚珠丝杆额定动载荷N，运转条件系数，滚珠丝杆的动载荷N，滚珠丝杆螺母副转速n=r/min 即：一般来讲，在设计数控机床时，应该保证滚珠丝杆螺母副的总时间寿命，姑满足要求。5.计算机械传动系统的刚度5.1机械传动系统的刚度计算(1)计算滚珠丝杆的拉压刚度。 本工作台的丝杠支承方式为两端固定，当滚珠丝杠的螺母中心位于滚珠丝

14、杆两支承的中心位置（a=L/2，L=1075mm）时，滚珠丝杆螺母副具有最小拉压刚度，计算为： 当a=837.5mm或a=237.5mm时（即滚珠丝杆的螺母副中心位于行程的两端位置时），滚珠丝杆螺母副具有最大拉压刚度计算得：(2) 计算滚珠丝杠螺母副支撑轴承的刚度Kb。 已知轴承的接触角ß=60，滚动体直径=7.144mm，滚动体个数Z=17,轴承的最大轴向工作载荷F= 5769.76N,由表2-45，表2-46得= 4×2.34×= 4×2.34×(3)计算滚珠与滚道的接触刚度K。 查附录表得滚珠与滚道的接触刚度K=1585N/um，额定动载

15、荷C=46500N，滚珠丝杠上所承受的最大轴向载荷F=3022.37N，故由式（2-46）得K=K（)=1585×()N/um=1372.97N/um(4) 计算进给传动系统的综合拉压刚度K。 由式（2-47a）得进给传动系统的综合拉压刚度的最大值为故K=440.53N/m 由式（2-47b）得进给传动系统的综合拉压刚度的最小值为故K=370.37N/m5.2滚珠丝杠螺母副扭转刚度的计算 由图4-1可知，扭矩作用点之间的距离L= 945.5 mm。已知剪切模量G= M,滚珠丝杠的底径d=m。由式（2-48）得：K= 11635.35 Nm/rad6.驱动电动机的选型与计算 6.1计算

16、折算到电动机轴上的负载惯量。(1)计算滚珠丝杠的转到惯量J。 已知滚珠丝杠的密度=7.810kg/cm,由式(2-63)得:(2)计算联轴器的转动惯量J J= 0.7810DL =0.7810(6.6-3)8.2kg/cm=11.62kg/cm(3)折算到电动机轴上的移动部件的转动惯量的计算 已知机床执行部件（即工作台、工件和夹具）的总质量m=918kg，电动机每转一圈，机床执行部件在轴向移动的距离L=1cm，则由式（2-65）得(4)加在电动机轴上总的负载转动惯量的计算=+J=(21.43+11.62+23.28)=56.336.2计算折算到电动机轴上的负载力矩(1)计算切削负载力矩T。 已

17、知在切削状态下坐标轴的轴向负载力F=F=:3022.37N,电动机每转一圈，机床执行部件在轴向移动的距离L=10mm=0.01m,进给传动系统的总效率=0.90，由式（2-54）得 T=5.35Nm(2)计算摩擦负载力矩T。 已知在不切削状态下坐标轴的轴向负载力（即为空载时的导轨摩擦力）F=1575N，由式（2-55）得T=Nm=2.79Nm(3)计算由滚珠丝杠得预紧而产生的附加负载力矩T。 已知滚珠丝杠螺母副的预紧力F=976.56N，滚珠丝杠螺母副的基本导程L=10mm=0.01mm，滚珠丝杠螺母副的效率=0.94，由式（2-56）得Tf=6.3 计算坐标轴折算到电动机轴上的各种所需力矩（

18、1）计算线性加速度力矩T。 已知机床执行部件以最快速度运动时电动机的最高转速n=1500r/min，电动机的转动惯量J=62kgcm，坐标轴的负载惯量J=56.33kgcm，进给伺服系统的位置环增益k=20，加速时间=s=0.15s，由式（2-58）得（2） 计算阶跃加速力矩。 已知加速时间，由式（2-59）得（3） 计算坐标轴所需的折算到电动机轴上的各种力矩。1) 按式(2-61)计算线性加速时空载启动力矩2) 按式(2-61)计算线性加速时空载启动力矩3) 按式(2-57a)计算快进力矩4) 按式(2-57a)计算工进力矩6.4选择驱动电动机的型号(1)选择驱动电动机的型号 根据以上计算和

19、表2-14，选择日本FANUC公司生产的a12/3000i型交流伺服电机为驱动电机。主要技术参数如下：额定功率：3kW,最高转速：3000r/min，额定力矩：12N.m,转动惯量：,质量：18kg。 交流伺服电动机的加速力矩一般为额定力矩的510倍。若按5倍计算，则该电动机的加速力矩为60N.m，均大于本机床工作台的线性加速时所需的空载启动力矩以及阶跃加速时所需的空载启动力矩，因此，不管采用何种加速方式，本电动机均满足加速力矩要求。 该电动机的额定力矩为12N.m，均大于本机床工作台快进时所需的驱动力矩以及工进时所需的驱动力矩，因此，不管是快进还是工进，本电动机均满足驱动力矩要求。(2)惯量匹配验算。 为了使机械传动系统的惯