机械设计第二十章

1、第六篇 典型机器第20章 立式加工中心技术方案设计图20-1某立式加工中心运动简图与实物图a)运动简图b)整机方案1工作台2十字滑台3床身4立柱5主轴箱6主轴该立式加工中心主要由机械、控制、润滑与冷却等多个子系统组成,其机械部分主要由X、Y、Z轴进给系统及主轴系统组成。那么,如何依据图20-1a所示的运动方案简图进行结构与性能的技术方案规划设计呢?本章将分五节具体介绍。20.1立式加工中心的设计条件与流程20.1.1设计条件1.工作条件根据国家相关机床设计标准以及机床用户需求,该立式加工中心不仅适用于板类、盘类、壳体类等零件的加工,也适用于精密模具类零件的加工。零件通过一次装夹可完成铣、镗、钻

2、、扩、铰、攻螺纹等多道加工工序,主要进行铣削加工。2.主要技术性能参数表20-1立式加工中心整机技术参数与载荷参数20.1.2设计流程依据三轴立式加工中心的功能与性能指标和设计条件,立式加工中心整机结构与性能技术方案设计流程如下:1)明确设计要求。主要包含功能需求分析、确定设计指标、明确设计条件三部分。该立式加工中心的功能要求、设计指标与设计条件见20.1.1节。2)运动与结构方案设计。主要有运动方案设计、总体布局方案设计、移动副结构方案设计、子系统结构方案设计、整机结构方案设计等。3)技术性能设计。主要包含整机力学模型求解、移动副技术性能设计、子系统技术性能设计、主轴系统技术性能设计等。4)

3、支承零件结构设计。主要包含几何物理模型设计、概念模型设计、强度刚度设计、工艺造型设计等,可参考第13章机架类零件设计过程。5)技术方案。主要有整机结构与性能的技术方案表述、技术参数的设计过程、结果与计算依据,以及整机结构与性能技术设计报告编写等。20.2立式加工中心整机运动与结构方案20.2.1整体运动方案设计在加工中心运动方案选择与确定时,需遵循以下原则:1)缩短机床传动链。在其他条件相同的情况下,应当把运动分配给质量小的执行件,缩短传动链。因为运动部件(包括工件或者刀具)的质量越小,所需的电动机功率和传动件尺寸也越小。2)提高加工精度。保证机床具有与所要求的加工精度相适应的刚度和抗振性,尽

4、量缩短传动链。3)缩小机床占地面积。20.2.2整体布局方案设计 在确定立柱与床身固定、主轴箱(主轴)和工作台(滑台)运动的方案作为该立式加工中心的运动构型后,需要进一步设计整机结构布局,即X-Y-Z三轴和主轴的相对位置。由设计条件确定了主轴为铅垂(Z轴)方向,那么,该加工中心的结构方案布局为主轴相对工作台的六种位置关系为:上下、左右和前后;由于前后和左右布局属于对称结构,可省略一部分,以工作台为参考系,该立式加工中心主轴相对工作台的位置有4种不同的结构布局,见表20-3。表20-3整机结构布局方案示意图序号类型布 局 方 案序号类型布 局 方 案1主轴在工作台上侧3主轴在工作台(左)右侧2主

5、轴在工作台下侧4主轴在工作台之后(前)而该立式加工中心有轻载、短行程特点,故选择工作台在主轴箱下方和前方的结构布局形式。20.2.3整机移动副结构形式 该加工中心整机包含X/Y/Z三个子系统和主轴单元,三个子系统之间通过移动副连接叠加。由于移动副结构形式的不同,也使得整机结构方案具有多样性。在没有其他约束条件的情况下,组成移动副的两构件具有相互包容关系,如单侧、双侧和内外包容,其中单侧分为前、后、左、右、上、下六种方案,双侧有前后、左右、上下三种方案,相互包容有四面内包容和外包容两种方案。对于具有特定移动方向的移动副,在该移动方向难以形成包容关系,如Z轴方向的移动副实现上下移动、上下包容结构类

6、型不便实施,可以舍去。 对于X与Y向工作台(滑台)和主轴箱Z向进给的立式加工中心,其主轴箱与立柱之间的移动副(Z轴方向移动)的结构形式见表20-4,由于前后和左右属于对称结构,结构方案仅画出其中一种。表20-4Z向子系统移动副结构形式依据该立式加工中心的轻载类型和选用的运动方案,可选用表20-4中的方案1前单侧外挂移动副结构。同理,工作台与滑台之间的X方向、滑台与床身之间的Y方向两子系统的移动副的结构形式也有上述类似方案,不再赘述,选择水平布置,见表20-5。表20-5X/Y向子系统移动副结构形式20.2.4X/Y/Z子系统结构方案X/Y/Z子系统的结构方案由3个运动副(螺旋副、转动副、移动副

7、)结构方案决定。(1)螺旋副结构方案螺旋副主要有滑动螺旋副、滚动螺旋副和静压螺旋副,其驱动形式有单驱动和双驱动两种方式,由第18章可知,单驱动形式适用于中小型加工中心,双驱动形式适用于大型加工中心或精度较高、跨距较大的子系统。该机床属于中小型加工中心且为中轻载工况,因此选用单驱动滚珠丝杠螺旋副,见图18-10a。(2)转动副结构方案螺旋传动中的转动副主要用于支撑和传递螺旋副运动,有悬臂和简支两种结构形式。为了保证子系统的传动精度和刚度,该机床进给系统选用一端固定、一端游动的转动副支撑方式,见图18-7。(3)移动副结构方案移动副在螺旋传动子系统中具有支撑执行构件和导向移动的作用,有滚动导轨与滑

8、动导轨(矩形、山形等)两种。依据该立式加工中心的载荷和快移速度要求,该移动副选择球滚动导轨结构,如图18-9所示。为减小各零件因倾覆力矩产生的变形,增强系统的刚度,提高传动系统稳定性,采用双导轨四滑块的结构形式。20.2.5主轴子系统结构方案主轴子系统实现回转切削功能,可采用伺服电动机直接驱动,也可以由伺服电动机通过传动部件(减速器)增大力矩传递到执行部件。该立式加工中心采用电动机直驱方式。对于加工中心而言,主轴系统的结构与性能对机床的精度及其特性影响很大,是机床设计的核心与难点所在。尽管主轴是单一转动副,由于切削工件要求,主轴上有径向和轴向载荷,而且必须悬臂布置,使得主轴载荷状况颇为复杂,主

9、轴轴承配置形式的选定对支承部件性能的优劣将起重要作用。机床主轴有前、后两支承(表20-7中16配置形式)和前、中、后三支承两种支承形式(表20-7中78配置形式),常见机床高速主轴轴承配置形式见表20-7。由于该立式加工中心主轴转速较高,综合考虑机床刚度、承重能力、转速等因素,选择“超高速角接触球轴承+超高速角接触球轴承”的主轴轴承配置形式。序号主轴轴承配置形式主轴轴承配置示意图适 用 场 合1前侧:超高速角接触球轴承2列(DT)后侧:超高速角接触球轴承2列(DT)适用于超高速旋转主轴,采用弹簧预紧。虽刚度略低,但在高速及温升性能方面较好应用于加工中心、磨床主轴、电主轴等表20-7主轴轴承配置

10、形式及应用场合序号主轴轴承配置形式主轴轴承配置示意图适 用 场 合2前侧:超高速角接触球轴承2列(DB)后侧:超高速单列圆柱滚子轴承定位预紧方式下可应用于高速运转,其径向和轴向刚度高于主轴方式1应用于加工中心等3前侧:超高速角接触球轴承4列(DBB)后侧:超高速单列圆柱滚子轴承相比于主轴方式2,其高速性能较弱,但径向和轴向刚度高于主轴方式2应用于NC车床、铣床、加工中心等4前侧:超高速角接触球轴承3列(DBD)后侧:超高速单列圆柱滚子轴承相比主轴方式3、5,高速性及刚性都较弱应用于NC车床、铣床、加工中心等5前侧:超高速单列圆柱滚子轴承+角接触球轴承2列(DB)后侧:超高速单列圆柱滚子轴承具有

11、与主轴方式3同等的旋转性能,在前侧装有圆柱滚子轴承,径向刚度高,可进行高速、重切削加工应用于NC车床、铣床、加工中心等6前侧:高刚度双列圆柱滚子轴承+高刚度角接触球轴承2列(DB)后侧:高刚度双列圆柱滚子轴承高速性较弱,但径向及轴向刚性最好,是具有高刚度的轴承配置应用于NC车床、铣床、镗床、加工中心等7前侧:双列圆柱滚子轴承+双列推力球轴承中部:双列圆柱滚子轴承后侧: 深沟球轴承径向和轴向刚度高,承载能力大;极限转速低,主轴向后热伸长应用于卧式车床、重型车床、落地镗床等8前侧:角接触球轴承中部:圆锥滚子轴承后侧:深沟球轴承径向和轴向刚度较高;极限转速低;结构简单方便调整适用于卧式车床、卧式铣床

12、20.2.6整机结构方案综合上述各节的结构方案,该加工中心的整机结构方案为:立柱与床身组件为机架,立柱固定于床身之上,工作台沿滑台导轨实现X向运动,滑台沿床身导轨实现Y向运动,主轴箱沿立柱导轨实现Z向运动,整机结构方案布局如图20-3所示。图20-3立式加工中心整机结构方案布局20.3立式加工中心技术性能设计20.3.1整机力学模型 载荷是技术性能设计的依据,为此,需要建立整机及主要零部件的力学模型,求得各结合面和零部件的载荷。如图20-3所示结构形式的加工中心,其整机力学模型如图20-4所示,与其机构简图(图20-2)相对应。图20-4立式加工中心的整机力学模型1工作台2十字滑台3床身4立柱

13、5主轴箱6主轴 图中Gi为各个构件(支承件i)的自重。由于机床支承件重力引起的载荷往往超过切削载荷,机床需要有较好的精度特性,机床支承件的结构往往需要有较高的刚度,从而减少支承件重力引起的精度变化;为了体现这一因素,在技术性能设计时,需要预先估计各个支承件的重量与重心位置,求得运动副载荷(包含支承件重量)的影响,待各个支承件详细设计后,再对各支承件重量及重心位置进行校正,重新校核载荷和子系统技术性能。 依据图20-4的力学模型,以刀具端至载荷求解连接面间的零件组件为分力体,列出各个零件连接面的力平衡方程为:式中,当连接面位于工作台至机架(床身)之间时,FXm/FYm/FZm/MXm/MYm/M

14、Zm对应为切削载荷FX/FY/FZ/MX/MY/MZ;当连接面位于刀具至机架(床身)之间时,FXm/FYm/FZm/MXm/MYm/MZm对应为切削载荷反作用力FX/FY/FZ/MX/MY/MZ。Gn表示各连接面承受的重力载荷总和,XGn/YGn/ZGn是与Gn对应的重心坐标。 代入表20-8中的相应数据,求解出各连接面上的集中载荷,见表20-9。20.3.2移动副结构参数与滚动导轨载荷1.移动副结构参数 该加工中心的X、Y、Z三轴进给系统的移动副选用双滚动导轨四滑块结构形式,其结构尺度对支承件的刚度和精度特性有较大影响,如两导轨的跨距La和一根导轨上两滑块的间距Lb,为了合理设置La和Lb,

15、需综合考虑支承件结构和尺度范围内最佳的导轨跨距及滑块间距,采用有限元计算,使之达到连接面整体变形最小、便于安装、传动平稳的目的,主要步骤有:建立几何模型;有限元静态性能分析;提取连接面位移数据;计算结果对比分析;确定移动副结构参数。20.3.3X/Y/Z子系统技术性能设计 参考第18章进行X/Y/Z三个子系统的性能设计计算,经过初选丝杠型号与轴径、进行螺旋副(滚珠丝杠)的强度和寿命校核;依据丝杠的加减速过程、平均载荷和额定寿命要求,对滚动导轨(移动副)进行选型设计;经过确定轴承类型、接触角、安装方式,径向载荷、轴向载荷计算,径向当量静载荷计算、寿命校核、静强度校核,进行滚动轴承(转动副)的选型

16、设计。20.3.4主轴技术性能设计1.主轴电动机选型 根据负载要求和惯量匹配,加减速时间要求,结合机械原理课程中机械系统动力学的电动机选择流程,选出主轴电动机型号为:5.5/7.5kW(35/46Nm)FANUC 0i-MD-i I 6/10000i。2.主轴轴承选型主轴轴承的最大特点是一般成对出现,与第5章中介绍的单列轴承相比,只是多了轴承径向载荷和轴向载荷分配过程,其余选型过程相同。(1)DT组合轴承径向载荷分配过程根据该立式加工中心主轴轴承的配置形式,主轴属于多支点轴系,把每个轴承看成一个支承点,则主轴轴承的径向力的支承示意图如图20-9所示,解决此类支点载荷属于静不定问题,可参考第12

17、章多支承轴的性能计算方法内容。多列轴承组合时,为明确每个轴承所承受的总径向载荷Fr和总轴向载荷Fa,在考虑外部径向载荷Fre、外部轴向载荷Fae及预紧力Fao的情况下,必须计算出每个轴承的载荷分配。(2)DT组合轴承轴向载荷分配过程1)在承受外部径向载荷Fre时,总预紧力Fap=(Fre1.2tan+Fao)/2,如果FapFao,则Fap=Fao。2)每个轴承承受的轴向载荷为:Fa1=Fae+Fap;Fa2=Fap-Fae;如果Fa20,表示没有预紧,则Fa1=Fao,Fa2=0。图20-9主轴轴承径向载荷求解示意图20.4立式加工中心支承件结构设计该立式加工中心有五个支承件:主轴箱、立柱、

18、床身、滑台、工作台,属于复杂机械零件。在第13章已介绍了复杂零件结构设计的概念-单元方法,并以立式加工中心立柱为例介绍了设计过程,在此以十字滑台为例,简述应用结构概念-单元方法设计机床支承件的过程,给出该立式加工中心5个零件结构设计结果,展现该立式加工中心支承件结构设计过程的完整性。复杂零件结构设计的概念-单元方法有四个步骤:几何物理模型建立,模拟实际工况载荷和约束,建立简单几何实体模型和有限元物理模型;零件结构概念构型设计,在几何物理模型基础上进行拓扑优化,获得传力路径,建立结构概念构型,并进行局部结构单元设计;强度刚度设计,依据工况载荷对概念构型进行强度和刚度设计,得到具体结构尺度;工艺造

19、型设计,结合制造工艺性和使用性,美化外观形状等。该立式加工中心十字滑台的“结构概念-单元方法”设计过程见表20-14。表20-14十字滑台结构设计过程设计阶段设计步骤设 计 结 果设 计 描 述几何物理模型建立几何模型Ls=1210mmWs=470mmHs=242mm载荷求解FY31=-727.75N,FZ31=280.95NFY32=-469.15N,FZ32=1074.10NFY33=-727.75N,FZ33=1270.50NFY34=-469.15N,FZ34=2625.50N设计阶段设计步骤设 计 结 果设 计 描 述几何物理模型建立物理模型有限元网格类型:四面体和六面体有限元网格尺

20、寸:10mm网格总数:145728个六面体网格数:65363个概念构型设计传力路线概念构型拓扑优化结果的规整化处理结果强度刚度设计单元设计主壁板宽度T1=15mm主筋板宽度T2=12mm主筋板高度T3=20mm刚度校核质量=0.112t刚质比=117.78(mmt)-1动态基频=105.20Hz工艺造型设计工艺参数及造型设计圆角直径10mm设置必要的运输、装配工艺孔同样,应用“结构概念-单元方法” 可进行立式加工中心的其他支承件结构设计,结果见表20-15。表20-15立式加工中心支承件结构设计方案零 件 名 称主轴箱立柱床身十 字 滑 台工作台零件结构质量/t0.0860.3570.6520

21、.1120.084Z向刚度/(N/mm)2.7071042.9551043.0611042.6341042.120104动态基频/Hz141.20152.63120.06105.2098.74应用“结构概念-单元方法”,获得刚度质量比较好(大)的零件结构。有限元计算表明:各个零件的X/Y/Z向刚度均在2.0104N/mm设计指标之上,满足设计要求。20.5立式加工中心整机结构方案与技术性能 将所设计支承件进行整机装配,利用有限元分析该立式加工中心的整机方案,结果如图20-11所示,与立式加工中心设计要求相比,该立式加工中心整机X向静刚度为2.85104N/mm,Y向静刚度为3.32104N/m

22、m,Z向静刚度为2.64104N/mm,均达到在工作空间内各工况位置下主轴X/Y/Z向静刚度不小于2104N/mm的设计要求。图20-11立式加工中心有限元计算分析结果 至此,形成立式加工中心整机结构方案,如图20-12所示,将上述设计过程和计算数据整理成技术性能设计报告(略),其内容见表20-16。图20-12立式加工中心的技术方案图表20-16立式加工中心结构与技术性能设计报告主要内容序号设 计 过 程设 计 步 骤设计参数与结果1技术参数设计指标整机X/Y/Z向刚度2104N/mm;设计寿命8年;见表20-12整机结构方案设计运动方案设计变换机架,结合设计条件,选择床身作为机架的运动方案;见表20-