完整-四轴联动BEMC数控刃磨机床X-Y进给系统设计

PAGEPAGE42摘要球头立铣刀是数控机床上加工复杂曲面的一种高效刀具，在模具制造、汽车制造等领域有着广泛的应用。高性能伺服进给系统的开发是数控机床的关键技术之一，本文详细描述了刃磨床X-Y进给系统的一种新的综合设计方法,包括滚珠丝杆副及其支承的选取、伺服电动机的选取、联轴器的选取并着重对电动机的转矩、转动惯量及加速能力进行了匹配校核，对机械传动装置刚度变化及弹性系统刚度变化引起的定位误差进行了验算。机床本身的精度，尤其是伺服传动链的和伺服传动机构的精度，是影响工作精度的主要因素。关键词：球头立铣刀；数控刃磨机床；伺服进给系统目录1绪论 11.1设计的背景 11.2数控工具磨床的现状及发展趋势 11.3设计的内容、方法 22伺服系统的方案设计 42.1伺服系统的选型 42.2伺服系统传动方案设计 43电机的选择 63.1概述 63.2伺服电动机的选择 73.3电动机的选择计算 114滚珠丝杠的选择 154.1概述 154.2滚珠丝杠副的选定 154.3滚珠丝杠螺母的计算与应用 204.4导轨的选择 264.5滚珠丝杠的刚度验算及精度选择 274.6滚珠丝杠副的防护润滑和密封 295轴承的选择 325.1轴承的载荷 325.2轴承尺寸的选择 326联轴器的选择 366.1概述 366.2联轴器的选择原则及计算 36结论 39致谢 40参考文献 411绪论BEMC数控刃磨床X-Y进给系统设计是一种新的综合设计方法,包括滚珠丝杆副及其支承的选取、伺服电动机的选取、联轴器的选取并着重对电动机的转矩、转动惯量及加速能力进行了匹配校核,对机械传动装置刚度变化及弹性系统刚度变化引起的定位误差进行了验算.随着数控技术的发展，现代数控机床对主传动提出了越来越高的要求。如要求很宽的范围内转速连续可调，恒功率的范围要宽，要有四象限的驱动能力。为满足加工中心自动换刀以及某些加工工艺的需要，要求主轴具有高精度的准停控制等。高速化、精密化和模块化是现代制造技术的发展方向。新的切削理论认为：当切削速度达到一定程度(约500m/min)后，切削区温度不再上升，并且切削力反而会减小，刀具磨损也减少。这样在提高生产率的同时还能提高零件的表面质量和加工精度。1.1设计的背景球头立铣刀是数控机床上加工复杂型面的主要刀具，在模具制造、航空航天等领域具有广泛的应用。目前国内加工球头立铣刀的设备主要依靠进口国外昂贵的五轴联动数控工具磨床，自行设计廉价的专用刃磨机床，对国内的球头立铣刀的制造具有重大的意义。本课题根据球头立铣刀的加工工艺，设计一种结果简单，操作方便的球头立铣刀数控刃磨机床。1.2数控工具磨床的现状及发展趋势球头立铣刀是数控机床上加工复杂型面的主要刀具，在模具制造、汽车制造、航空航天、电子通讯产品制造等领域具有广泛的应用。目前国内加工球头立铣刀的设备主要依靠进口国外昂贵的五轴联动数控工具磨床，自行设计廉价的专用刃磨机床，对国内的球头立铣刀的制造具有重大的意义。本课题根据球头立铣刀的加工工艺，设计一种结果简单，操作方面的球头立铣刀数控刃磨机床。平磨是磨床类机床中发展潜力最大的机床，在完成传统的平面磨削功能外，以平磨的床身、拖板、台面、磨头等大件为基础，可以演变成外圆、曲线、工具、无心等磨床，如k.o.lee公司的C1020N2外圆磨床和B6062PC2工具磨的基础就是平磨。世界机床工业的发展，根本一点是设计创新理念的发展，传统的金属切削原理，用一种全新的现代设计理念，结合先进的控制技术，正在推动机床技术发生重大变化。随着现代制造技术的发展，对高精度特型刀具的品种和数量的需求越来越大，刀具的刃形也越来越复杂。由于这类刀具刃形复杂，采用普通工具磨床和传统工艺方法来制造很难实现。为了适应这些生产的要求，工具磨床从机械机构的传动配合控制到当今的CNC技术的应用，从烦琐的刃形手工修磨到当今的五轴联动数控磨削。工具磨床自1889年辛辛那提公司开始制造以来，发展一直比较缓慢。直至上世纪70～80年代，为了适应刀具、磨具及切削加工的要求，以及全球制造业的发展，刀具刃磨才受到极大的重视，工具磨床进入一个快速发展阶段。进入21世纪后，刀具的要求不仅在需求量上急剧上升，而且刃形复杂、精密度高的刃具要求也日益增多。高精度合金刀具的出现和广泛应用，将数控工具磨床推到刀具制造的最前沿，也改变了传统的磨削工艺过程。五轴联动的数控系统是美国等发达国家一直限制对中国出口的产品，加快研发国产数控系统也就成了我国发展数控机床行业的技术难关。数控机床功能部件是另外一个薄弱环节，某种意义上说，功能部件将构筑21世纪现代数控机床，它的性能和价格决定数控机床的性能和价格。需形成适应市场经济需求的以企业为主体、产学研相结合的技术创新体系，创造吸引高层次、高素质人才创新创业的环境，有效整合相关技术、产业和资源优势，形成合力开展联合攻关，共同打造技术创新平台。数控机床本身的水平关键要看创新能力、人员素质和企业素质的提高。应在消化吸收国内外先进技术的同时，根据国内外市场需求，寻找企业自身定位，研究开发适合中国国情的数控工具磨床，首先满足国内刀具行业的生产需振兴我国的装备制造业。1.3设计的内容、方法1.3.1内容分析球头立铣刀数控加工工艺，设计书店刃磨机床得整体布局，绘制机床整体布局图；球头立铣刀数控加工磨床X-Y进给系统结构设计包括导轨、传动方案、驱动方式；1.3.2方法本课题属于机械制造装备设计问题,内容涉及机械制造、机电传动方面得知识，具有较强得综合性，有利于培养我们综合运用所学理论知识解决生产工程实际得能力，涉及过程中可以很好得培养我们总体设计能力、机械创新设计能力。除此之外，还能让我们掌握伺服进给系统类型选择、传动方式以及电机的选择方法，具备机电一体化系统设计的能力；掌握伺服进给系统机械本体结构设计的知识，具备结构创新设计的能力；具备解决工程技术问题的能力。本设计是四轴联动的球头立铣刀数控刃磨机床总体结构以及X-Y进给系统的结构。在结构设计方面，可参考实验室已有的数控磨床，将其结构借鉴并改进，使之紧凑优化并能快速达到目标，这部分需根据要求的最大砂轮直径和最大铣刀直径来设计;伺服电机的选择，这部分需阅读大量的书籍，在老师得指导下完成。2伺服系统的方案设计2.1伺服系统的选型磨床伺服系统按控制系统形式有开环、半闭环及闭环三种形式。一般选择原则为：精度要求高时（定位误差≤±0.01㎜），应采用半闭环或闭环控制方式。而对半闭环及闭环的选择，则应考虑到稳定性，成本及机床规格大小等其他因素。例如大型龙门铣床，由于很难提高传动链的刚度和固有频率，所以为了保证系统稳定工作，有时就不得不牺牲精度而采用半闭环甚至开环形式。对于闭环的伺服进给系统，其设计计算主要是稳定性问题，对于开环、半闭环伺服进给系统其设计计算主要是定位精度问题。由于系统精度要求较高，负载较大，开环伺服系统满足不了要求，这时应采用闭环或半闭环控制的伺服系统。闭环和半闭环控制方案的选择主要取决机床精度要求。当系统精度要求很高时，应采用闭环控制方案。它将全部机械传动及执行机构都封闭在反馈控制环内，其误差都可以通过控制系统得到补偿因而达到很高的精度，但是闭环伺服系统结构复杂，设计难度大，成本高，尤其是机械系统的动态性能难于提高，系统稳定性难于保证。因而除非精度要求很高时，一般采用半闭环控制方案，且目前大多数数控车床中的伺服系统都采用半闭环控制。由于该机床的定位误差+0.005mm≤±0.01㎜所以本设计采用半闭环伺服进给系统。2.2伺服系统传动方案设计2.2.1传动方式的选择由于磨床在机构传动结果设计上都要求无间隙、高刚度、低惯量，所以本设计采用伺服电动机与滚珠丝杠直接连接方式进行传动。2.2.2电机的选择交流伺服电动机和直流伺服电动机相比，交流伺服电动机没有机械换向器和电刷，避免了换向火花的产生；转子的转动惯量可以做的很小，动态响应好；在同体积下，输出功率可比直流伺服电动机提高10％～70％；同时又可以获得和直流伺服电动机相同的调速性能。所以本设计选择交流伺服电动机。2.2.3传动机构的选择磨床将回转运动转变为直线运动，一般采用滚珠丝杠螺母机构，传动效率一般为0.92～0.96，传动灵敏，不易产生爬行。使用寿命长不易产生磨损。具有可逆性，可以将旋转运动转化成直线运动。施加预紧力后可以消除轴向间隙。反向时无空行程，不能自锁，垂直安装时需有平衡装置和制动装置。2.2.4传动方案图四轴联动BEMC数控刃磨床X-Y轴进给伺服设计中选用半闭环控制。由于磨床在机构传动结构设计上都要求无间隙、高刚度、低惯量，所以本设计采用伺服电动机与滚珠丝杠直接连接方式进行传动。图1-1中3为伺服电动机，4为联轴器，5为滚珠丝杠，6为工作台。图1-2为伺服进给系统的传动方案示意图。图1-1伺服进给系统的传动系统方案功能图图1-2伺服进给系统的传动方案示意图3电机的选择3.1概述3.1.1电动机的应用电动机（Motors）是把电能转换成机械能的设备，分布于各个用户处，电动机按使用电源不同分为直流电动机和交流电动机，电力系统中的电动机大部分是交流电机，可以是同步电机或者是异步电机（电机定子磁场转速与转子旋转转速不保持同步速）。3.1.2交流伺服电动机的工作原理交流伺服电机的工作原理与交流感应电机相同。在定子上有两个相空间位移90°电角度的励磁绕组Wf和控制绕组Wc接一恒定交流电压，利用施加到Wc上的交流电压或相位的变化，达到控制电动机运行的目的。伺服电机内部的转子是永磁铁，驱动器控制的U/V/W三相电形成电磁场，转子在此磁场的作用下转动，同时电机自带的编码器反馈信号给驱动器，驱动器根据反馈值与目标值进行比较，调整转子转动的角度。伺服电机的精度决定于编码器的精度（线数）。3.1.3交流伺服电动机的优缺点交流伺服电动机不需要电刷和换向器,因而结构简单,维护容易,惯量小,无滑动接触,输出特性稳定,精度高,摩擦转矩小,不产生无线电干扰,工作可靠.正反转转向时输出特性对称，交流伺服电动机具有运行稳定、可控性好、响应快速、灵敏度高以及机械特性和调节特性的非线性度指标严格（要求分别小于10％～15％和小于15％～25％）等特点；缺点是存在剩余电压和相位误差,切负载的大小和性质会影响输出电压的幅值和相位。3.2伺服电动机的选择3.2.1负载扭矩计算负载扭矩是由于驱动系统的摩擦力和切削力反作用力所引起的，可用下式表示：式中T-电动机轴转矩图3-1伺服进给驱动系统图在实际机床上，由于存在传动效率和摩擦系数因数，滚珠丝杠克服外部载荷P作等速运动所需力矩，应按下式计算：F—把机械部件沿直线方向移动所需力L—电动机转一圈时，机械移动的距离。是电动机以扭矩T转一圈时电动机所作的功，而FL是也力F力机械移动L距离时机械所作的功。难于计算时，可采用（）—滚珠丝杠副的额定动载荷，在产品样品中可查到—丝杠导程式中—等速运动时的驱动力矩（）—双螺母滚珠丝杠的预紧力矩（）—预紧力（N），通常预紧力取最大轴向工作载荷的1/3，即，当K—滚珠丝杠预紧力矩系数P—加在丝杠轴向的外部载荷（），F—作用于丝杠的轴向的切削力（）W—法向载荷，—移动部件重量，包括最大承载重量—有夹板夹持时的夹板夹持力—导轨摩擦系数，粘贴聚四氟乙烯板的滑动导轨副=0.09，有润滑条件时=0.03~0.05，直线滚动导轨=0.00~0.004—滚珠丝杠的正效率0.90~0.95—支承轴承的摩擦力矩，亦叫启动力矩（）最后按满足下式的条件选伺服电动机：式中—伺服电动机的额定转矩3.2.2.惯量匹配计算为使伺服进给系统的进给执行部件具有快速响应能力，必须选用加速能力大的电动机，亦即能够快速响应的电机（例如采用大惯量的伺服电机），但又不能盲目追求大惯量，否则由于不能充分发挥其加速能力，会不经济的。因此必须使电机惯量与进给负载惯量之间，有个合理的匹配。通常在电动机惯量与负载(折算至电动机轴)或总惯量之间，推荐下列匹配关系：或：或：电动机的转子惯量，可从样品中查到。下面介绍负载惯量计算方法：（1）惯量基本公式1)回转体的惯量滚珠丝杠、联轴器均归属于回转体，回转体惯量公式如下：式中—回转体材料的密度D—回转体直径（cm）L—回转体长度（cm）g—重力加速度9802）直线运动体的惯量式中W—直线运动物体的重力（N）L—电动机转一圈事物体移动的距离（cm），若电动机与丝杠直联，则L=丝杠导程3)回转中心不在回转体轴心线上时的回转惯量：式中—以回转体的轴心作为回转轴而回转时的惯量M—回转体的重量（N）r—回转体中心到回转中心的距离（cm）（2）负载惯量的计算根据前述惯量基本公式，折算到电机轴上的负载惯量为：式中—电动机的惯量—联轴节的惯量—滚珠丝杠的惯量注意：丝杠螺纹部分直径D取丝杠外径这样，电机轴上的驱动系总惯量为：3.2.3定位加速时的最大转矩计算定位加速时的最大转矩T（），按下式计算：式中—快速移动时的电机转速—加速、减速时间（s），按，取150～200ms。—系统的开环增益，通常取8~25（1/s），加工中心一般取=20左右—电机惯量可从样本中查—负载惯量—负载转矩若是T小于伺服电机的最大转矩，则能以所取时间常数进行加速和减速。3.3电动机的选择计算电动机的选择包括系统的惯性匹配计算和伺服电动机的转矩计算。对数控机床而言，因为动态性能要求较高，所以电机力矩主要时用来产生加速度的，而负载力矩占的比重很小，一般都小于电机力矩的10%～30%，所以通常要使快速空载启动力矩小于电机的最大转距，即≤,为电机输出转矩的最大值，即峰值转矩。=。式中—电机额定转矩；—电机转矩的瞬时过载系数，见表2-1电机类型直流伺服电机交流伺服电机小惯量直流伺服电机大惯量直流伺服电机液压马达电机转矩的瞬间时过载系数2～2.51.5～28～105～101表3-1电机转矩的瞬时过载系数3.3.1电机的最高转速电机选择首先依据机床快速行程速度。快速行程的电机转速应严格控制在电机的额定转速之内。式中为电机的额定转速（r/min）；n为快速行程时电机的转速（r/min）；为直线运行速度（mm/min）=30000mm/min；i为系统传动比,由于电动机和丝杠直联，所以i=1；丝杠导程（mm），由丝杠设计部分可知=10mm。代入上式得：n=2360r/min。3.3.2电动机功率的确定它是计算机床零件和决定结构尺寸的主要依据。电动机应取恰当的功率。如果电动机功率取大了，部件的尺寸也随之不必要的增大，功率取小了，则设备性能达不到设计要求，出现电动机超负荷工作的情况。机床主运动驱动电动机功率，常用计算或类比的方法来确定。用计算法计算电动机的功率P。式中为消耗于切削的功率，又称有效功率（KW）。为空载功率（KW）。为载荷附加功率（KW）。1.切削功率可按下式计算：式中T为主轴上的最大转矩（）；T=28.6。由《机械设计手册》查得；N为主轴的计算转矩（r/min）；N=1500r/min；同上。2.空载功率它包括传动件摩擦、搅油、克服空气阻力等所消耗的功率。它随传动件的升高而增大，与载荷大小无关。式中K为系数，K=30～50,其中较小值用于润滑良好、运转灵活的传动件；在此K=40。为除主轴以外的所有传动轴轴径的平均直径（cm）；=25cm。为参加空运转的各传动轴的转速之和（r/min），=2800r/min。C为系数，对于滚动轴承，C=1.5。为主轴直径（cm）；=30cm。将上述数据分别代入公式计算得：=1.5KW。3.载荷附加功率它是指施加切削载荷后所增加的传动件的摩擦功率。=式中主传动链的传动效率，即为各传动链的机械效率的乘积。=0.8。为机床总机械效率，对于主运动为回转运动的机床=0.7～0.85，在此取0.8。将上述数据代入公式得：=0.8KW。故：=4.5+1.5+0.8=6.8KW＜7KW。符合要求。3.3.3惯性匹配计算我们估计X轴工件及工作台的最大质量为800kg，Y轴600kg，折算到电动机轴，其惯量为丝杠直径，，在结构设计中，决定长度为。丝杠的惯量为联轴节上的惯量可直接查得：负载惯量;电动机惯量应符合条件，即；3.3.4转矩计算最大载荷，丝杠导程。查丝杠样本，丝杠螺母副的摩擦系数，摩擦力矩。查轴承样本，，电动机和丝杠直联，故i=1，最大切削转矩为：综上所述，我们可以选择出电动机:`电动机X轴伺服电机Y轴伺服电机型号120MB200B-2CE6E120MB150B-2CE6E额定输出功率（W）20001500额定转矩（N·m）9.557.16额定转速(r/min)20002000最高转速(r/min)24002400质量（kg）10.68.2适配驱动器GS0150G表3-2电动机参数4滚珠丝杠的选择4.1概述4.1.1滚珠丝杠传动及其工作原理数控机床的进给系统要获得较高的传动刚度，除了加强滚珠丝杠螺母本身的刚度之外，滚珠丝杠正确的安装及其支承的结构刚度也是不可忽视的因素。螺母座及支承座都应具有足够的刚度和精度。通常都适当加大和机床结合部件的接触面积，以提高螺母座的局部刚度和接触强度，新设计的机床在工艺条件允许时常常把螺母座或支承座与机床本体做成整体来增大刚度。4.1.2滚珠丝杠副的结构形式滚珠丝杠副是在丝杠和螺母之间以滚珠为滚动体的螺旋传动元件。滚珠丝杠副有多种结构型式。按滚珠循环方式分为外循环和内循环两大类。外循环回珠器用插管式的较多，内循环回珠器用腰形槽嵌块式的较多。我们的结构就采用内循环。滚珠在循环过程中与丝杠始终保持接触属于内循环，在螺母上装有反向器，迫使滚珠在完成接近一圈的滚动后，越过丝杠外径返回前一个相邻的滚道，形成滚珠的单圈循环，为了保证承载能力，一个螺母中保证要有3～4圈滚珠工作。内循环滚珠的回短路，滚珠数目少，流畅性好，摩擦损失小，传动效率高。且径向尺寸紧凑，轴向刚度高。但此种循环方式不能用于多头螺纹传动。回珠槽形状复杂，需要用三坐标数控铣床加工。内循环用于高灵敏度、高刚度的精密进给定位系统。重载荷、多头螺纹、大导程不宜采用。4.2滚珠丝杠副的选定进给系统传动用滚珠丝杠副时，应权衡下列几项内容：（1）机床定位精度要求与丝杠精度（2）丝杠的刚性与转到惯量（3）丝杠的临界转速（4）丝杠的压曲载荷（5）丝杠寿命4.2.1机床定位精度要求与丝杠精度丝杠精度将直接影响加工中心各轴的定位精度。因此根据机床定位精度要求，选用相应精度的滚珠丝杠。表3-1列举了加工中心进给精度等级。在丝杠精度对机床定位精度是影响中，导程误差的影响最明显。而丝杠在运转中由于温升引起的丝杠伸长，将直接影响机床的定位精度。通常需要把导程值预先制成负值，这叫做滚珠丝杠的方向目标值T。用户在订滚珠丝杠时，必须提出该丝杠的方向目标值。丝杠温升引起的变形量为：式中—丝膨胀系数℃—丝杠长度—丝杠与床身之间的温差，一般按℃当L为丝杠螺纹有效长度时，即方向目标值T，在丝杠图纸上表示为负值。表3-1进给丝杠精度等级选择加工中心坐标定位精度级滚珠丝杠精度级普通级精密级DC表3-2滚珠丝杠直径选择加工中心规格滚珠丝杠公称直接（mm）小型加工中心中型加工中心大型加工中心32，4040，5050，634.2.2丝杠的刚性与转到惯量关于滚珠丝杠的刚性与转到惯量计算法，这里要论述的是在刚性与转动惯量这对相互矛盾的因数中，如何选择最佳直径值的问题。要想使进给驱动系统有足够的刚性，当然要选用直径粗大的丝杠。但是随着直径的增大，其转到惯量亦大大增大。因此只能兼顾刚性和转到惯量的情况下，选取最佳直径。根据加工中心的规格，按表3-2选择。4.2.3滚珠丝杠副的临界转速对于加工中心来说，滚珠丝杠副的最高转速是指快速移动时的转速。因此，如果此时的转速不超过临界转速就可以了。滚珠丝杠副的临界转速，按下列两项内容校核：1）丝杠轴的转速与丝杠自身的自振频率是否接近因为如果这两者接近，将会导致强迫共振，机床就不能正常工作。从自振频率校核的临界转速，按下式计算：式中—丝膨胀系数—重力加速度—丝杠材料的密度，钢为—丝杠底径的横截面积（）—丝杠底径（mm）—丝杠材料的弹性模量，钢的弹性模量为—丝杠底径的惯性矩—支承间距离—取决于丝杠副安装形式的系数。如图3-1所示丝杠副安装型式：固定-固定=4.7302）钢球的容许转速保证钢球的丝杠—螺母的螺纹滚道内和在循环反向装置内，即流畅又安全可靠地循环的容许转速，通常取式中—滚珠丝杠的公称直径—滚珠丝杠转速图3-1两端固定式4.2.4滚珠丝杠的压曲载荷滚珠丝杠的压曲载荷，用下列欧拉式求得：式中—取决于丝杠副的安装型式的系数，固定—固定：N=4许容轴向载荷4.2.5滚珠丝杠副的寿命计算滚珠丝杠副的寿命，主要是指疲劳寿命，在工程计算中采用“额定疲劳寿命”这一概念。它是指一批尺寸、规格、精度相同的滚珠丝杠，在相同条件下回转时，其中90%在不发生疲劳剥落的情况下运转的总转数。亦可用总回转时间或总走行距离来表示。寿命计算公式如下：式中—额定疲劳寿命—寿命时间—走行距离寿命—额定动载荷（）—轴向载荷（N）—丝杠转速—丝杠导程—取决于运转条件的载荷系数：无冲击圆滑运转时一般运转条件伴随冲击振动的运转考虑到加工中心的轴向载荷和转速（即进给过度）是随时间而变化的情况，按下式公式先求得轴向平均载荷和平均转速，然后再计算寿命。表3-3轴向平均载荷计算轴向载荷N转速（r/min）使用时间比例（%）加工中心用滚珠丝杠的额定疲劳寿命目标值：总转数寿命总时间寿命20000h选用滚珠丝杠副，要参阅生产厂家的样本资料。查阅《加工中心设计与应用》表6-5为北京精密机床厂生产的常用于加工中心的CD系列滚珠丝杠副。4.3滚珠丝杠螺母的计算与应用滚珠丝杠的选择包括其精度选择、尺寸规格、支承方式等几个方面的内容。滚珠丝杠副的承受能力用额定动载荷或额定静载荷来表示，在设计中一般按额定动载荷来确定滚珠丝杠副的尺寸规格。只有当n小于10r/min时，按额定静载荷选用。对细长而又承受压缩载荷的滚珠丝杠应进行压杆稳定性核算。对转速高、支撑距离大的滚珠丝杠副应进行临界转速的校核。对精度要求高的滚珠丝杠应进行刚度校核、转动惯量校核。对数控机床，需萧何其转动惯量。对闭环控制系统还要进行谐振频率的验算。4.3.1滚珠丝杠副主要技术参数的确定1.导程Ph丝杠导程的选择一般根据设计目标快速进给的最高转速为，伺服电机的最高转速为及丝杠的传动比i来确定。根据机床传动要求，负载大小和传动效率等因素综合考虑确定。一般选择时，先按机床传动要求确定，其公式为：

Ph≥vmax/nmax式中：为机床工作台最快进给速度；=30000mm/min；

为驱动电机最高转速；=3000r/min。

2.螺母选择由于数控机床对滚珠丝杠副的刚度有较高要求，故选择螺母时要注重其刚度的保证。推荐按高刚度要求选择预载的螺母型式。由《机械设计师手册》可查得与滚珠丝杠型号匹配的螺母。4.3.2磨削力的计算在实际工程计算中，当前仍然以采用实验经验公式为主，各国学者已经发表了很多根据实际实验进行归纳的经验公式。由于采用的参数和实验方法的不同，经验公式并不完全一致，但是一般都是以磨削条件的幂指数函数的形式来表示的。对于外圆纵向进给磨削的切向磨削力：其他指数见下表研究者备注沙尔耶0.450.40.430.450.40.430.450.40.4300080K60L45#钢46L马斯诺阿切莫列契考骆伦列契勃切涅0.6000.900.750.70.370.60.60000诺顿渡边0.50.880.50.760.50.460.50.820.50.38磨削力中，切向力与法向力的关系：磨削钢件：磨削淬火钢：磨削铸铁：我们磨削的是硬质合金材料，可以与淬火钢相似。根据估算及同组数据知：＝3511Ｎ对圆柱铣刀逆铣加工:＝（1～1.2）取＝1.1，＝1.1＝1.1×3511＝3862N＝（0.2～0.3）取＝0.25，＝0.25＝0.25×3511＝878N＝（0.35～0.4）取＝0.375，＝0.375＝0.375×3511＝1317N则：＝＝＝2994N、为圆周切削力和垂直切削力的合力的水平和垂直方向分力；下图3-2为工作台的受力分析图图3-2工作台的受力分析图4.3.3动载强度的计算在选择滚珠丝杠螺母的过程中，一般首先根据动载强度计算或静强度计算来确定其尺寸规格，然后对其刚度和稳定性进行校核计算。额定动载荷Fr是指当一批规格相同的滚珠丝杠螺母副在一负荷力的测试运转下，能通过10转运动，而有90％不产生疲劳损伤时所能承受的最大轴向载荷。当转速n大于10r/min时，滚珠丝杠螺母的主要破坏形式是工作表面的疲劳点蚀，因此要进行动载荷强度计算。其计算动载荷Cc应小于或等于滚珠丝杠螺母副的额定动负载荷。即1、额定动负载Cc＝式中：为动载荷系数，所设计的加工中心所受得冲击平稳，轻微,可为1.0～1.2，在此取1.0．为硬度系数，由于丝杠的硬度HRC大于58，所以丝杠的硬度系数=1.0。为当量动负荷为滚珠丝杠螺母副的额定动负荷，由<<数控机床设计实践指南>>表3-1计算得＝3511N,=0.9=3160N,=0.35=1229N.T为寿命，以10转为1单位=式中：T为疲劳寿命。T＝式中：为轴向载荷即=3160N取决于运转条件的载荷系数，由于机床在一般条件运转，故取1.2～1.5，在此取1.3。为额定载荷。＝式中：e为指数，对于滚动轴承取10/3。ｎ为轴承的转速，即电机的转速n=3000r/min。ｐ为轴承所受的载荷，即4000N。为温度系数，当轴承工作温度小于等于120时，＝1。＝12。将数据代入上式得：＝=37000N依次求得:T＝=3.6X10N=6.48XNCc＝==31000N由于所设计的加工中心为中型，由《数控机床设计实践指南》查表F-8得该滚珠丝杠型号为：FF4010-5，其公称直径=40mm，基本导程L=10mm,丝杠外径=39.5mm，钢球直径D=7.144mm,丝杠底径D=34.3mm,循环圈数为5。其固定轴端形式查本书续表14-1得其轴端伸出直径为d=30mm，螺纹代号M8x1，=101mm，=20mm，B=18mm,h=11mm,=63mm,=63mm,=108mm,=85mm,=11mm,=18mm,=85mm,=52mm。2、当量载荷Fm=由于工作台承受较大的载荷,所以要求此材料有较高的强度和较低的韧性，《查机械工程材料》表5.9选用碳素铸刚ZG310-570。4.3.4静载强度计算当转速ｎ小于等于10r/min时，滚珠丝杠螺母的主要破坏形式为滚珠丝杠接触面上产生较大塑性变形，影响正常工作。为此应进行静载强度计算。最大静载荷为。＝式中：为硬度影响系数，由前可知：＝1.0、＝1.0。为滚珠丝杠的额定静负荷，N。为最大切削力，由前可知：＝4000Ｎ。所以：＝1ｘ1ｘ4000＝4000N<4500N4.3.5压杆稳定性细长丝杠在受压缩载荷时，不会发生失稳的最大压缩载荷为临界载荷。＝3.4x10（N）由前述可知：＝40ｍｍ＝0.04ｍ为丝杠支承方式系数，因为该丝杠轴端固定形式为两端固定，所以＝4.0。滚珠丝杠的直径＝30ｍｍ＝0.3ｍｍ＝－1.2＝0.04-1.2x0.03=0.004m.为丝杠最大受压长度，＝＝88+33＝118ｍｍ＝0.118ｍ将上述数据代入公式＝3.4x10＝3.4x10x＝6.26x10N4.3.6临界转速对于高速长丝杠有可能发生共振，需要验算其临界转速。不会发生共振的最高转速为临界转速。＝9910（r/min）＝9910ｘ（r/min）＝2738r/min.式中：为临界转速计算长度（ｍ）,＝L＝0.179m.为丝杠支承方式系数，由于该丝杠轴端固定形式为两端固定，所以＝4.730。代入公式计算得:＝9910（r/min）＝9910ｘ（r/min）＝2738r/min.4.4导轨的选择4.4.1导轨的类型 按运动部件的运动轨迹，导轨可分为直线运动导轨和圆周运动导轨。按导轨接合面的摩擦性，导轨可分为滑动导轨、滚动导轨和静压导轨。滑动导轨又可分为普通滑动导轨和塑料滑动导轨。前者是金属和金属相摩擦，摩擦系数大，而且动、静摩擦系数差大，一般在普通机床上使用。后者简称塑料导轨，是塑料与金属相摩擦，导轨的滑动性好，在数控机床上广泛采用。而静压导轨根据介质的不同又可分为液压导轨和气压导轨。4.4.2导轨的要求1.高的导向精度导向精度保证部件运动轨迹的准确性。导向精度受导轨的结构形状、组合方式、制造精度和导轨间隙调整等因素的影响。2.良好的耐磨性耐磨性好使导轨的导向精度得以长久保持。耐磨性一般受导轨副的材料、硬度、润滑和载荷的影响。3.足够的刚度在载荷作用下，导轨的刚度高则保持形状不变的能力好，刚度受导轨结构和尺寸的影响。4.具有低速运动的平稳性运动部件在导轨上低速移动时，不应发生“爬行”的现象。造成“爬行”的主要因素有摩擦的性质、润滑条件和传动系统的刚度等。4.4.3滚动导轨滚动导轨是在导轨工作面之间安排滚动件，使两导轨面之间形成滚动摩擦。滚动导轨的摩擦系数小，而且动、静摩擦系数相近，磨损小，润滑容易，因此它低速运动平稳性好，移动精度和定位精度高。但滚动导轨的抗震性比滑动导轨差，结构复杂，对脏物也较为敏感，需要良好的防护。数控机床常用的滚动导轨有直线滚动导轨和滚动导轨块两种。直线滚动导轨由称单元直线滚动导轨，它主要由导轨体、滑块、滚珠、保持架、端盖等组成。导轨体固定在运动部件上。当滑块沿导轨移动时，滚珠在导轨体和滑块之间的圆弧槽内滚动，并通过端盖内的滚道从工作负荷去运动到非工作负荷区，然后再滚动回到工作负荷区。这样不断循环，把滚动体和滑块之间的移动变成滚珠的滚动。用密封垫来防止灰尘和脏物进入导轨滚道。滚动导轨块用滚动体进行循环运动，滚动体为滚珠或滚柱，承载能力和刚度都比直线滚动导轨高，但摩擦系数略大。它多用于中等载荷的导轨，使用时有专业生产厂家提供各种规格、形式供用户选择。本设计中采用的是直线滚动导轨。4.5滚珠丝杠的刚度验算及精度选择伺服进给系统的传动刚度应该是整个系统折算到工作台上的当量刚度。由于系统最后的传动副一般都是采用具有较大降速比的丝杠螺母、齿轮齿条等机构，因此传动系统的当量刚度主要取决于最后传动件的刚度。丝杠螺母的传动刚度主要是由丝杠的拉压刚度、丝杠螺母间的接触刚度以及轴承和轴承座组成的支承刚度三部分组成。可分别计算出各部分的刚度，然后再根据轴向固定方式综合计算出丝杠螺母的总传动刚度。4.5.1丝杠拉压刚度由于两端轴向固定，在轴向力的作用下，弹性位移和刚度分别是螺母至轴向固定处距离的函数。即：＝式中：A为丝杠的最小截面积，A＝28ｍｍE为弹性模量，E＝2Ｎ／ｍａ为受力点到支承端的距离，ａ＝L-L＝179-88mm＝0.091ｍL为总行程长，L＝0.179ｍ将上述数据代入公式得：=4.5.2最小刚度计算螺母处于中间位置时刚度最低，但仍为但支承时最低刚度的4倍。4.5.3滚珠丝杠螺母副的轴向接触刚度支承丝杠的轴承应选用刚性比较高的专用角接触球轴承,其接触角为60,这种轴承的轴向接触刚度可查《加工中心设计与应用》表6-8得:=1.37x104.5.4螺母座刚度与轴承座刚度螺母座刚度与轴承座刚度很难准确计算,它应包括支承座，中间套筒，螺栓等零件本身的刚度及这些零件之间的相互接触刚度和支承座与基体之间的接触刚度，在不考虑接触刚度的前提下，悬臂支承座本身的刚度可近似按下式计算：＝也可查丝杠样本。4.5.5丝杠传动的综合拉压刚度由于轴承的支承形式为两端固定,可按下式计算:1.当轴承预紧时代入数据：＝3.86x102.当轴承未预紧时代入数据：＝2.35x10由上述可知:滚动丝杠的总传动刚度符合要求。由《数控机床设计实践指南》选择滚珠丝杠副的型号FF4010-5符合要求。4.6滚珠丝杠副的防护润滑和密封4.6.1滚珠丝杠副的防护滚珠丝杠副和其他滚动摩擦的传动器件一样，应避免硬质灰尘或切屑污物进入，因此必须装有防护装置。如果滚珠丝杠副在机床上外露，则应采用封闭的防护罩，如采用螺旋弹簧钢带套管、伸缩套管以及折叠式套管等。安装时将防护罩的一端连接在滚珠螺母的侧面，另一端固定在滚珠丝杠的支承座上。如果滚珠丝杆副处于隐蔽的位置，则可采用密封圈防护，密封圈装在螺母的两端。接触式的弹性密封圈采用耐油橡胶或尼龙制成，其内孔做成与丝杠螺纹滚道相配的形状；接触式密封圈的防尘效果好，但由于存在接触压力，使摩擦力矩略有增加。非接触式密封圈又称迷宫式密封圈，它采用硬质塑料制成，其内孔与丝杠螺纹滚道的形状相反，并稍有间隙，这样可避免摩擦力矩，但防尘效果差。工作中应碰击防护装置，防护装置一有损坏应及时更换。4.6.2滚珠丝杠副的润滑润滑剂可提高耐磨性及传动效率。润滑剂可分为润滑油和润滑脂两大类。润滑油一般为全损耗系统用油：润滑脂可采用锂基润滑脂。润滑脂一般加在螺纹滚道和安装螺母的壳体空间内，而润滑油则经过壳体上的油孔注入螺母的空间内。每半年对滚珠丝杠上的润滑脂更换一次，清洗丝杠上的旧润滑脂，涂上新的润滑脂。用润滑油润滑的滚珠丝杠副，可在每次机床工作前加油一次。图3-3TAC系列的密封润滑为使滚珠丝杠副充分发挥机能，在其工作状态下，必须润滑，润滑方式主要有以下两种：a.润滑脂润滑脂的给脂量一般是螺母内部空间容积的1/3，滚珠丝杠副出厂时在螺母内部已加注GB7324-942＃锂润滑脂。b.润滑油运动黏度28.5－74cst(400T)的润滑油。给油量随使用条件（加抑制量）等的不同而有所变化。防尘滚珠丝杠与滚动轴承一样，如果污物及异物进入就很快使它磨耗，成为破损的原因。因此，考虑有污物异物（切削碎削）进入时，必须采用防尘装置（折皱保护罩、丝杠护套等），将丝杠轴完全保护起来。另外，如没有异物，但有浮沉时可在滚珠螺母两端增加防尘圈。图3-3TAC系列的密封由上述可知：该设计中采用油润滑。4.6.3滚珠丝杠副的密封一般角接触推力球轴承用以支承滚珠丝杠的轴端，安装在支承单元中，井装有油封。当使用于机床前，高的精度和刚性成为确保优越的机床性能的至关紧要的因素。这种轴承由于在轴承的两端配有密封（如图3-3），可以防止切削液和金属屑进人到轴承中，为机床方面的应用提供额外的价值。最近，机床朝着更小、更紧凑的方向发展，要求滚珠丝杠的支承单元也要更紧凑。为此，NSK系列滚珠丝杠支承用密封角接触推力球轴承。考虑到机床应用的高速要求，从目前使用的几类密封中选择了接触面小的低扭矩密封。

5轴承的选择5.1轴承的载荷静载荷包括不随时间变化的恒载(如自重)和加载变化缓慢以至可以略去惯性力作用的准静载；动载荷包括短时间快速作用的冲击载荷、随时间作周期性变化的周期载荷和非周期变化的随机载荷。Cr是额定动载荷,是在转动状态下的最大负载能力,单位是KN，Co是额定静载荷.是不转动下的负载能力，这两个都是以径向载荷计算的。基本额定动载荷C用于计算在动态应力下的轴承，即一个在受载状态下转动的轴承。该数值表示根据ISO281:1990标准，提供100万转基本额定寿命的轴承载荷。假定载荷大小和方向不变，对径向轴承而言为径向载荷，对推力轴承而言为作用于中心的轴向载荷。轴向载荷：沿轴心方向的载荷。径向载荷：垂直于轴心方向的载荷。5.2轴承尺寸的选择5.2.1轴承寿命的基本概念根据最新的滚动轴承疲劳寿命理论，一只设计优秀、材质卓越、制造精良而且安装正确的轴承，只要其承受的负荷足够轻松（不大于该轴承相应的某个持久性极限负荷值），则这个轴承的材料将永远不会产生疲劳损坏。因此，只要轴承的工作环境温度适宜而且变化幅度不大，绝对无固体尘埃、有害气体和水分侵入轴承，轴承的润滑充分而又恰到好处，润滑剂绝对纯正而无杂质，并且不会老化变质，则这个轴承将会无限期地运转下去。5.2.2滚动轴承的额定动载荷与当量动载荷轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前所能经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。所谓轴承的基本额定载荷，就是轴承的饿基本额定寿命恰好为时，轴承所能承受的载荷，用字母C代表这个基本额定载荷，对向心轴承，指的是纯径向载荷，并成为轴向基本额定动载荷，具体用Cr表示。对推力轴承，指的是纯轴载荷，并称为轴向基本额定动载荷。集体用Ca表示。对于角接触球轴承或圆锥滚子轴承，指的好似使套圈间产生纯径向位移的载荷径向分量。不同可靠度时轴承应具有的基本额定动载荷，它表征了不同型号轴承的承载特性。在轴承样本中对每个型号的轴承都给出了它的基本额定动载荷值，需要时可以从轴承样本中查取。轴承基本额定动载荷值是在大量的试验研究的基础上，通过理论分析而得来的。基本额定动载荷值所谓轴承的基本额定载荷，就是轴承的基本额定寿命恰好为时，轴承所能承受的载荷，用字母C表示。式中Lh’——预期计算寿命；由《机械设计》表13-3查得：Lh’=30000h.n——轴承转速r/min,n=3000r/min.ε——指数，球轴承ε=3；滚子轴承ε=10/3P——当量动载荷,P=3511N将上述数据代入公式：C=70000N5.2.3滚动轴承的当量额定静载荷为防止滚动轴承的塑性变形失效，应进行静载荷计算。1.轴承额定静载荷滚动体与某一套圈滚道产生的总塑性变形量等于滚动体直径的万分之一时所承受的静负荷，规定为轴承额定静载荷，用C0表示，查《数控机床设计实践指南》C=58500N。2.静强度计算公式：C0≥S0P0式中：S0是安全系数；由《机械设计》表13-8查得：=1.5。P0是当量静载荷（N）。当量静载荷也是一个与实际载荷等价的假想载荷，在它的作用下轴承的塑性变形量与实际载荷下的塑性变形量相同。当量静载荷的计算公式为：P0＝X0Fr+Y0Fa式中：X0，Y0是径向静载荷系数和轴向静载荷系数，由轴承手册查得分别为1和1.22。代入上式计算其静强度完全符合C0≥S0P0。5.2.4滚动轴承的疲劳寿命1.轴承疲劳寿命的基本概念一般意义的轴承疲劳寿命是指一定技术状态下（结构、工艺状态、配合、安装、游隙和润滑状态等）的滚动轴承，在主机的实际使用状态下运转，直至滚动表面发生疲劳而不能满足主机要求时的轴承内、外圈（轴、座圈）相对旋转次数的总值——总转数。当轴承转更大致恒定或为已知，疲劳寿命可用与总转数相应的运转总小时数来表示，此外，还应注意：2.L的涵义“数量上足够多的相同的一批轴承，其额定寿命L用转数（或在转速不变时用小时数来表示，该批轴承中有90%在疲劳剥落发生前能达到或超过此转数（或小时数）”。1.几个有关的基本概念：单个轴承的疲劳寿命——单个轴承在其任一套圈（或垫圈）或滚动体的材料首次出现疲劳扩展之前，其中一个套圈（或垫圈）相对于另一套圈（或垫圈）转动的总转数。

轴承寿命的可靠性——在同一条件下运转的一组在相同条件下运转的一组条件相同的轴承，可期望达到或超过某一规定寿命的百分率，对于单个轴承，其可靠性为该轴承能达到或超过某一规定寿命的概念。轴承的基本额定寿命——单个轴承或一组在相同条件下运转的技术条件相同的轴承，其可靠性达到90%时的寿命。2.基本额定寿命方程的计算式用总转数表示的轴承基本额定寿命方程的计算式为：式中为轴承的基本额定疲劳寿命（10r）

C为对向心类轴承为径向当量动负荷（N），C=70000N。P为对向心类轴承为径向当量动负荷（N），对推力类轴承为轴向当量动负荷（N）；ε为寿命指数，对球轴承ε=3，对滚动轴承ε=10/3。

用运转总小时数表示的基本额定寿命方程

在转速为恒定的情况下，将基本额定寿命计算公式用总小时数表示，对于确定轴承的维修与更换周期较为方便。这种公式只需将前述公式加以变换即可得到。即：式中：为额定疲劳寿命（h）

n为转速（r/min）；

n=3000r/min。

ε为寿命指数，对球轴承ε=3，对滚动轴承ε=10/3。C为对向心类轴承为径向当量动负荷（N），对推力类轴承为轴向当量动负荷（N）由于本设计采用的是无间隙的角接触球轴承,C=70000N。

P为对向心类轴承为径向当量动负荷（N）；P=3511N。将上述数据代入公式得：=2860h＜30000h。所以采用的是角接触球轴承完全符合要求。其型号查《数控机床设计实践指南》为760305TN1。其主要参数为：d=25mm,D=52mm,B=17mm，=38mm,=52mm选用轴承，由前述可知根据丝杠轴承型号为：7206C和6206。6联轴器的选择6.1概述6.1.1联轴器的作用1.联轴器作用联接轴轴联接回转零件传递运动转矩2.联轴器分类刚性固定联轴器刚性移式联轴器弹性联轴器3.联轴器还应具有一定的补偿两轴偏移的能力，以消除或降低被联两轴相对偏移引起的附加载荷，改善传动性能，延长机器寿命。为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，膜片联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。4.联轴器的两轴相对偏移的出现，将在轴、轴承和联轴器上引起附加载荷，甚至出现剧烈振动。因此，联轴器还应具有一定的补偿两轴偏移的能力，以消除或降低被联两轴相对偏移引起的附加载荷，改善传动性能，延长机器寿命。为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，膜片联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。6.1.2联轴器的工作原理本设计采用的是胀套刚性联轴器。这种联轴器采用锥环连接电机轴与丝杠，旋紧联轴器两端加压螺钉，通过压盖使锥环压紧，消除间隙传递扭矩。这种联轴器结构简单，但要求两轴同轴度高，安装要求严格，否则容易别劲。6.2联轴器的选择原则及计算6.2.1选择联轴器的选择原则根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被联接两部件的安装精度等，参考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器类型。具体选择时可考虑以下几点：

1.所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减振功能的要求。例如，对大功率的重载传动，可选用齿式联轴器；对严重冲击载荷或要求消除轴系扭转振动的传动，可选用轮胎式联轴器等具有高弹性的联轴器。

2.联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速传动轴，应选用平衡精度高的联轴器，例如膜片联轴器等，而不宜选用存在偏心的滑块联轴器等。

3.两轴相对位移的大小和方向。当安装调整后，难以保持两轴严格精确对中，或工作过程中两轴将产生较大的附加相对位移时，应选用挠性联轴器。例如当径向位移较大时，可选滑块联轴器，角位移较大或相交两轴的联接可选用万向联轴器等。

4.联轴器的可靠性和工作环境。通常由金属元件制成的不需润滑的联轴器此较可靠；需要润滑的联轴器，其性能易受润滑完善程度的影响，且可能污染环境。含有橡胶等非金属元件的联轴器对温度、腐蚀性介质及强光等比较敏感，而且容易老化。

5.联轴器的制造、安装、维护和成本。在满足便用性能的前提下，应选用装拆方便、维护简单、成本低的联轴器。例如刚性联轴器不但结构简单，而且装拆方便，可用于低速、刚性大的传动轴。一般的非金属弹性元件联轴器(例如