立式加工中心床身结构设计(全套图纸)

摘要床身是立式加工中心非常重要的基础支撑件，它起到了支撑立柱、滑座、工作台等重要零部件的作用，主要承受机床的静载荷以及在加工时产生的切削负载。床身的静动态性能直接影响机床的加工精度和稳定性,因此，床身结构的优化对于立式加工中心的发展具有十分重要的意义，本课题即结合沈阳机床厂VMC850B立式加工中心的性能特点与相关参数，对立式加工中心床身结构进行了科学系统的设计，具体内容如下：（1）借鉴于同类型的床身结构，根据VMC850B的整机结构设计了床身上表面布局，通过查阅《实用机床设计手册》《机械设计手册》等参考书，科学的设计了床身的截面形状，包括壁厚的选定以及加强肋、方孔、圆孔的合理布置。同时对床身进行了受力分析并利用ANSYS软件对床身模型采取了静态力有限元分析。（2）针对与床身相关的重要零部件，包括Y方向伺服进给系统的驱动电机、滚珠丝杠、直线导轨、轴承、联轴器，进行了分析与计算，并最终确立了型号与参数。（3）提出了床身的精度要求，包含加工和装配过程中的几何精度。关键词：立式加工中心；床身；结构设计；选型计算；有限元分析；精度设计AbstractThebedisaveryimportantbasisforsupportingpartsintheverticalmachiningcenter,itplaysarolethatsupportingthecolumn,theslide,theworkbenchandsomeotherimportantparts.Thebedmainlywithstandsthestaticloadofthemachinetoolandthecuttingloadintheprocessing.Thestaticanddynamicperformanceofthebeddirectlyaffectsthemachiningaccuracyandstability.Therefore,theoptimizationofthebedstructurehasgreatsignificanceforthedevelopmentoftheverticalmachiningcenters.Thesubject,whichiscombinedwiththeperformancecharacteristicsandparametersoftheverticalmachiningcenter850BoftheShenyangMachineToolFactory,havedesignedthebedstructureoftheverticalmachiningcenterscientificallyandsystematically,thedetailsareasfollows:(1)LearntfromthebedstructureofthesametypeanddesignedthelayoutofthebedtopsurfaceunderVMC850B’swholestructure,throughaccessingto<PracticalMachineDesignManual>and<MechanicalDesignManual>andotherreferencebooks,scientificallydesignedthecross-sectionalshapeofthebed,includingtheselectionofthewallthicknessaswellasthereasonablelayoutofthereinforcingrib,thesquareandcircleholes.ThesubjectalsodidthestressanalysisforthebedandusedthesoftwarecalledANSYStodothefiniteelementanalysisofthestaticforceforthemodelofthebed.(2)Fortheimportantpartsofthebed,includingtheY-directionservofeeddrivemotor,ballscrews,linearguides,bearingsandcouplings,didtheanalysisandthecalculation,andeventuallyestablishedthemodelsandtheparameters.(3)Putforwardtheaccuracyrequirementsofthebed,includingthegeometricprecisionofthemachiningandassemblyprocess.Keywords:theverticalmachining；centerthebed；structuraldesign；selectioncalculationfiniteelementanalysis；precisiondesign目录1机床设计现状 11.1课题研究的背景和意义 11.2国内外研究现状与发展趋势 21.3本论文内容概要 42床身结构设计 42.1床身材料 42.2床身时效处理 42.3床身结构设计 52.3.1床身重要表面设计 52.3.2床身截面形状设计 52.4床身热变形 102.5床身结构确定方案 113床身零部件的计算与选型 123.1Y方向滚珠丝杠副的选择 123.1.1初步计算丝杠导程 133.1.2滚珠丝杠副当量载荷与当量转速计算 143.1.3计算预期额定动载荷 173.1.4估算滚珠丝杠允许最大轴向变形 183.1.5估算滚珠丝杠副的底径 183.1.6计算滚珠丝杠副预紧力 203.1.7滚珠丝杠副剩余结构尺寸确定 203.2伺服电机的选择 213.2.1电机的负载转矩计算 213.2.2惯量匹配计算 223.2.3空载启动时最大加速力矩计算： 243.2.4快速空载启动时所需最大启动力矩计算 243.2.5电动机连续匀速工作时的最大力矩 253.2.6电动机输出端轴的直径计算 253.3滚动轴承的选择 253.3.1滚动轴承使用条件 263.3.2初选止动球轴承型号 263.3.3止推轴承组配方式 263.3.4止推轴承的选用计算 273.3.5圆柱滚子轴承的选型计算 29结论 31致谢 33参考文献 341机床设计现状随着机械制造业的飞速发展与竞争市场需求的不断扩大，数控机床的应用范围持续扩张，同时，为了应对市场日新月异的变化及加工要求难度的不断提高，数控机床产业的水平也在飞速进步，不断向高速化、复合化、高精度化、智能化转变。如今，为了提高自身经济发展水平，应对激烈的国际竞争，各工业强国均认识到制造装备的重要性，将装备制造业作为国家发展的关注重点之一，致力于提高装备品质，抢占市场前沿。面对当下的产业状况与市场模式，我国也认识到了数控机床产业的绝对地位和有力前景，在长期的发展与探索中，我国更是发现了国内产业中存在的问题，以及与其他发达国家的差距。因此，党中央国务院领导层对此高度重视，并在“十二五”规划中将振兴装备制造业作为推进工业结构优化升级的主要内容，其中，数控机床的研究与探索成为举足轻重的振兴内容。此文即立足于数控机床领域，立足全局，就立式加工中心的现状与发展做了深入的分析与研究；从一点出发，针对立式加工中心床身的结构及其相关的零部件进行了科学的、详细的设计与优化。1.1课题研究的背景和意义为了深入了解我国数控机床产业现状，学习先进的数控机床设计方法和生产技术，本次课题研究特进入国内产业销量多年屈居首位的沈阳机床厂，针对VMC850B这一型号的立式加工中心，在其设计、加工与装配现场开展实地学习与研究。并结合该型号的具体加工需求与机能，参考其床身的结构设计，对立式加工中心的床身进行了结构设计的优化，同时对与其相关的重要零部件，如电机、滚珠丝杠、导轨等，进行了系统的学习，并结合实际情况，完成了选型的计算与分析。立式加工中心在具有普通数控机床的加工精度高、加工柔性好、生产效率高等优点的同时，相较于传统的数控机床，其还具备许多特色与优势，在原有的基础上，结合市场需求进行了发展与优化，首先其切削速度与进给速度均得到大幅提高，其次，其可在一次装夹中连续完成铣、钻、扩、铰、镗、攻丝及二维三维曲面、斜面的精确加工，且切削厚度基本保持不变，实现了加工的程序化，提高了加工的生产效率，更具经济效益。最后，其加工的柔性也得到了提高，可加工多品种小批量、结构复杂、工序多、精度要求高的零件，由于切削速度的提高，其切削力可相应得到降低，尤其是径向切削力，因此立式加工中心还特别有利于加工薄壁件等刚性差的零件。沈阳机床厂的VMC850B立式加工中心是在结合国外先进的设计理念的基础上，进行了自主研发创新的一款数控机床，其结构设计更为合理，机床的刚性、精度保持性和可靠性都得到了不同程度的提高，市场需求量日益扩大。然而，实际生产加工的过程中，立式加工中心仍存在着许多的问题与不足有待解决与改善，比如在高速切削速度下，容易引起机床的振动、噪声以及热变形等典型问题。因此，合理优化机械结构，加强整体配置，提高数控精度，改善立式加工性能是一项具有发展前景和重要意义的工作。本课题即立足于这一观点，以立式加工中心的床身结构为重点，通过优化其结构设计，综合提高床身的刚度、精度、稳定性、可靠性等。由于床身是立式加工中心非常重要的基础支撑件，直接影响着机床整机的性能，因此，其对于立式加工中心的发展具有十分重要的意义。1.2国内外研究现状与发展趋势总体来说，经历了几十年的学习发展与探索创新，我国的数控机床产业已经逐步向美、德、日等处于发展前沿的发达国家靠近，相对成熟的、面向市场的数控机床已达到1500种，在五轴联动数控机床、立式卧式加工中心、数控车床等制造装备技术领域甚至已达到了世界先进水平，改变了长期被国际对手实行产业垄断的不利局面。如今，国内生产立式加工中心的企业逐渐增加，其中以沈阳机床集团、大连机床集团、济南机床厂、南京机床厂为首，日益带动了许多中小企业的建立与发展，活跃了国内机械装备制造产业，同时，这些企业也逐步从单纯复制进口数控机床的结构、购买进口的数控系统发展为拥有自主知识产权、优化装备结构、创新生产技术的较为成熟的阶段。其中，五轴联动数控机床即具有我国数控机床技术的里程碑式的意义，它集计算机控制、高性能伺服驱动系统和精密加工技术与一身，应用于复杂曲面的高效、精密、自动化加工，是发电、船舶、航天航空、模具、高精密仪器等民用工业和军工部门迫切需要的关键加工设备。纵向比较，虽然我国近30年来确实取得了飞跃式的发展与提高，但横向比较于世界工业发达国家，我们所生产的数控机床的各项性能仍处于世界相对落后的地位，尤其是数控系统的控制可靠性方面，如今，我国90%的数控系统仍需进口，还有很大的进步空间，急需早日建立我国自主的数控产业。在沈阳机床厂实际考察期间即体现出我国在数控机床产业中所面临的核心技术缺乏问题，国内所生产的数控机床关键零部件和关键技术主要依赖进口，比如，在进行床身结构及其零部件的学习过程中发现，其导轨、滚珠丝杠、电机、轴承等重要的功能部件均来自进口。国产的功能部件存在很大的故障率，精度、寿命、可靠性方面与进口的功能部件存在明显差距，这严重滞留了数控机床的发展进程。另外，我国虽然认识到了在这一领域自主创新的重要性，然而，其自主创新的能力以及对于创新成果的市场转化机制仍然十分欠缺与落后。创新是一项需要长足发展和长效机制的问题，其决定与技术人员和企业的素质，我国不可盲目追随发达国家，而是要结合自身国情与市场需求，在稳中求发展，重在提高创新能力，而非一味求效益，没有长远的发展策略。另外，我国还面临着技术创新和成果转化与市场脱节的问题，往往在取得了一项创新成果之后，没有完善的市场安排和健全的成果转化体系，也缺乏相应的规范和标准，使得制造工艺的发展举步维艰。最后，我国还数控机床产业还严重缺乏质量保证体系、质量反馈体系和服务体系，企业与用户欠缺沟通与交流，没有对于产品的追踪调查，这也对于产品的优化与改善造成了消极的影响。相较于我国，国外的立式加工中心则处于领先的地位，仍然占据了相当大的市场，其数控机床具备高精度、高速度和高可靠度，技术成熟且生产厂家众多，其中比较著名的有德国DMG集团、日本Mazak公司、德国ChironWrke公司、日本通快公司、美国哈斯、美国MAG公司等。对于数控机床关键零部件和关键技术，处于世界领先地位的厂家分别为：日本FANUC、德国西门子，还有日本的三菱，其余还有法国的扭姆和西班牙的凡高。面对国际市场的发展与挑战，我国立式加工中心产业具有如下的发展趋势：1、智能、高速、高精度化：未来的立式加工中心，将致力于提高生产效率，向超高速、超精密的方向发展，采用更加先进的功能部件，使主轴转速达到15000r/min以上；当前立式加工中心的最高精度可达到亚微米级水平，未来所设定的目标为达到纳米级水平。同时，研发功能性更为强大的计算机软件系统，从而更有利于数控机床结构的简化，提高其智能化程度。2、一体化与复合化数控机床逐步向一体化发展，将加工与检测相结合，从而提高加工与检测的精度；将多轴加工一体化结合，从而满足产品对于外观曲线的更高要求。另外，由于立式加工中心已能实现工件一次装夹而实现多种工序的负荷加工，而为了更大限度的缩短生产周期，满足于对制造速度的要求，数控机床也将向高度复合化发展。3、设计、加工绿色化环保问题现已成为全球化的不可忽视的问题，数控机床产业作为装备制造业的核心，必须符合环保需求，因此应该遵循绿色设计的原则，采用绿色环保材料，进行节能性的、可回收性的设计，使得资源利用率最高、对环境负面影响最小。1.3本论文内容概要本文主要结合沈阳机床厂立式加工中心VMC850B的设计、加工与装配的经验，对立式加工机床床身的结构进行优化设计，同时也对床身相关功能部件进行了选型的计算与分析，设计过程中除了查取了大量文献资料作为理论支撑，还利用ANSYS软件进行了实际的建模及有限元分析，其具体内容如下：第一章绪论说明了本次课题研究的背景与意义，同时介绍了当下的数控机床产业国内外研究现状与发展趋势第二章床身的结构设计对床身的结构进行了分析计算与优化设计，主要包含床身材料的选择，床身的时效处理，床身重要表面的设计，床身截面，即壁厚、肋板、方孔与圆孔的选择，以及床身热变形的分析与预防，最红进行了结构方案的确定，并利用ANSYS软件对床身结构进行了有限元分析，验证了设计的合理性。第三章床身功能部件的计算与选型对与床身相关的各功能部件进行了选型所需的分析与计算，包含Y方向伺服进给系统的驱动电机、滚珠丝杠、联轴器与轴承，还有滚动直线导轨，最终确定了各功能部件的参数与型号。2床身结构设计在切削时，刀具与工件之间相互作用力沿着部分支撑件传递并使之变形；机床的动态力（如变动的切削力、往复运动件的惯性、旋转件的不平等）使支撑件和整机振动；支撑件的热变形将可能改变执行件的相对位置或运动轨迹，这些均将影响工件的加工精度和表面质量。故支撑件对于数控机床而言至关重要，床身作为数控机床中最为基础的支撑件，它起到了支撑立柱、滑座、工作台等重要零部件的作用，主要承受机床的静载荷以及在加工时产生的切削负载。床身的静动态性能直接影响机床的加工精度和稳定性,其结构及布局是否合理将直接影响机床的加工质量和生产率。故对床身的基本要求如下：（1）具有足够的刚度和较高的刚度质量比（2）具有较好的动态特性（3）使整机热变形较小（4）可顺利排屑、安全吊运，且有利于加工与装配。2.1床身材料立式加工中心床身结构复杂，一般采用铸造。灰铸铁材料流动性好，体收缩和线收缩小，易于铸造，获得形状复杂的铸件。其可加工性好、制造成本低，易于大量生产，并具有良好的耐磨性和减振性，铸铁的内摩擦大，阻尼作用强，故动态刚性好，是传统的床身结构材料。本设计中床身材料采用HT250，其属于较高强度的铸铁，耐磨性、耐热性均较好，铸造性能好，需进行人工时效处理，用于承受较大应力（弯曲应力<29.4MPa）,摩擦面间压强大于0.49MPa，或需表面淬火的铸件，以及要求保持气密性的铸件，如气缸、齿轮、机座、金属切削机床床身及床面。2.2床身时效处理床身结构在加工完成后需进行时效处理，其目的是在不降低铸铁力学性能的前提下，使铸铁的内应力和机加工切削应力得到消除或稳定，以减少长期使用中的变形，保证几何精度。为了降低生产周期，提高效率，节省能源，本设计中采用机械振动法进行时效处理。2.3床身结构设计床身主要承受主轴箱、立柱、滑座、工作台的重力，同时，由于主轴箱与刀库固定在立柱不同的侧面上，因此床身承受不同方向的弯矩与扭矩，以及由主轴轴线折算到床身上的切削载荷。因此，为提高床身结构的刚度，需要考虑弯曲刚度与扭转刚度的影响。2.3.1床身重要表面设计如前文所述，床身是机床组成部件中重要的支撑构件，其上需要连接立柱、滑座和Y方向的进给机构。为保证各部件有效发挥其工作机能，互不干涉，有效配合，以满足机床工作要求，需要对床身表面进行优化设计，参照现有的立式加工中心床身上表面设计，结合本次床身结构设计要求，2.3.2床身截面形状设计在弯、扭载荷作用下，床身的变形与截面的惯性矩和极惯性矩有关。材料和截面积相同而形状不同时，截面惯性矩相差很大。（1）截面积相同时空心截面的刚度大于实心截面，仅此床身采用空心截面。同时，加大外轮廓尺寸，在工艺允许的条件下尽可能减小壁厚，也可大大提高截面的抗弯和抗扭刚度。（2）方形截面的抗弯刚度高于圆形截面，方形截面的抗扭刚度则较低。由于床身既承受弯矩也承受扭矩，且以弯矩为主，则应采用方形或矩形截面。（3）应尽量将截面设计为封闭式结构，因为开放式的截面，其抗扭刚度相较于封闭式的下降很多，因此，在本设计中，将床身的截面设计为封闭的箱体。结合立式加工中心850B型号的具体情况，为保证床身具有良好的静刚度和动态特性，满足床身性能要求，还需对床身截面结构进行更为细致的分析与设计。2.3.3壁厚的确定:依据不同的铸造方法，铸件所允许的最小壁厚也不同。最小壁厚的确定与铸件表面积、铸造方法及铸造材料有关，在《机械加工工艺手册》中节选各种铸造方法的铸件最小壁厚依据上文初步确定的床身结构，查表即可知，铸件最小壁厚应为7mm。铸件的壁厚取决去其强度、刚度、材料、铸件尺寸、质量和工艺等因素。如上所述，床身为铸铁材料，采用砂型铸造工艺，其壁厚可利用当量尺寸N按表查询。左面表格为在《机械设计手册-单行本-机架、箱体及导轨》中节选“表9.1-29铸铁机架的壁厚”所得，其中推荐的是铸件最薄部分的壁厚，支撑面、凸台等应根据强度、刚度及结构上的需要适当加厚，且壁厚应尽量均匀。已知本设计中床身的尺寸参数为：L=1905mm,B=1660mm,H=433mm故≈2查表可知，外壁厚最小取16mm,内壁厚最小取12mm。本设计中取外壁厚为20mm。2.3.4加强肋的设计床身作为立式加工中心的支撑部件，其上承载着立柱、滑座、工作台等重要部件的重力，同时在加工工件的过程中，还需要承受切削载荷，由于主轴系统和盘式刀库的作用，床身上还作用着不同方向的弯矩与扭矩，使其在导轨Y、Z方向产生变形，从而影响加工精度。因此，需要设置合理的加强肋结构，提高床身结构刚性。加强肋的作用如下：（1）可以提高床身的强度、刚度，减轻床身的质量。（2）可以减少床身截面的畸变，在大面积的薄壁上布肋可以减少局部变形，并防止床身变形，降低噪音。（3）肋可使床身铸件壁厚均匀，防止金属堆积而产生缩孔、裂纹等缺陷；作为补缩通道，扩大冒口的补缩范围；改善铸型的充满性，防止出现夹沙等缺陷。（4）散热，切削过程中，Y轴丝杠电动机、液压系统和机械摩擦都会产生热量，加强肋的设置有助于帮助散热，降低床身热变形。加肋后可以把载荷传递到下壁，并把上壁的弯曲变形转化为肋板的压缩和拉伸变形，因而有效的减少了上壁的弯曲变形。加强肋的布置实际上就是横向肋、纵向肋和对角肋的组合。纵向肋主要是提高抗弯刚度，横向肋主要是提高抗扭刚度，而对角肋兼具提高抗弯刚度和抗扭刚度的作用。（1）相对于高度方向的尺寸而言，床身上表面的尺寸很大，因此，为了保证床身的整体刚度，需要重点加强床身上表面的支撑肋板的静刚度和动刚度。（2）由于VMC850B立式加工中床身的上表面采用倾斜结构，目的是为了方便排屑，而造成导轨所在的位置使其成为悬空的结构，作为主要的受力面，需要通过设置加强肋以保证其刚度。（3）由于床身采用铸件，在铸造工艺中需要设置许多拔摸孔等开放式结构，故床身结构设计中还需考虑其不封闭性。（4）局部增设加强肋，以提高支撑件的支撑刚度。由于床身上表面相对于箱体面较大，使得大于箱体面的凸缘部分局部刚度较差，为提高床身支撑刚度，在凸缘处设置了加强肋。具体箱体加强肋的布置方式如图2.1图2.2所示：图2.1床身截面结构图2.2床身箱体剖视图2.3.5板壁孔的设计出于床身自身结构与加工工艺的要求，为减轻床身的质量，节省材料，同时满足铸造工艺与结构性能，床身的壁板和加强肋上需要设置孔结构。这些孔的形状、大小和位置对床身的刚度均有一定影响，在受载壁板中，孔的边缘会出现一个高应力区，特别是在转矩作用下，对刚度的影响更为明显。在铸造工艺上，为了制造方便，对于铸件的最小孔径进行了限定。由于本设计采用的是砂型铸造、成批生产，故孔径要大于30mm。与此同时，随着孔径的增大，刚度持续下降，当d/h＞0.4时，刚度削弱尤其显著，尽量使其值小于0.2。如下图所示，且应尽量使孔布置在板壁的中线上，同样有利于提高床身刚度。为使身箱体开孔对床身刚度影响尽量降低，应使箱体开孔的面积小于板壁面积的10%。当孔面积大于10%时，随着孔面积加大，刚度急剧下降。因此，设计床身板壁开孔方式如下图所示，两侧壁上开5个直径为80mm的圆孔，前后壁上分别开5个方孔，且厚壁的方孔均小于前壁，因此保证前壁的设计满足要求即可。图2.3床身板壁开孔示意图首先验证d/h值：侧壁：d=80mm,h=352mm，d/h=80mm/352mm=0.23前壁：d=105mm,h=352mm,d/h=105mm/352mm=0.3验证孔面积：侧壁：，故小于10%，满足要求。前壁：故小于10%，满足要求。2.3.6床身连接结构设计床身与立柱、电机座、轴承座，包括床身与地基的固定连接，主要是用凸缘和螺钉连接。连接结构的主要形式有：爪座式、翻边式和壁龛式。床身连接处的刚度对于机床整体的工作性能具有重要影响，故为保证机床机能，必须保证连接处的刚度，影响连接刚度的因素如下：(1)预压力的大小。(2)参与力传递的接触面的大小。传力接触面越大，接触变形就越小，接触刚度就越高。(3)床身自身刚度的大小，在集中载荷的作用下，床身的自身刚度与局部刚度较高时，接触压强的分布就比较均匀，反之，若床身刚度不足，接触压强的分布不均匀，接触变形也将不均，使接触刚度降低。故为保证床身连接刚度，对于床身连接结构进行如下设计：（1）使螺栓位置尽量靠近壁板。因为螺栓中心线与板壁的偏心距e使凸缘产生向上弯曲的变形，螺栓越靠近壁板，弯曲变形就越小。因此为了提高接触处的刚度，床身与电机座、床身与立柱连接固定处的螺栓位置均根据这一原则，尽量靠近了立柱与电机座的壁板，并依此确定了螺栓孔在床身重要接触面上的位置。（2）合理提高接触表面的平面度公差等级，改善其表面粗糙度。床身上的重要表面包括床身与立柱接合面，床身与电机座、轴承座接合面，导轨面，这些接触表面的平面度均要求达到0.01mm，表面粗糙度要求小于等于1.6µm。同时这些表面需要在装配过程中进行配磨与刮研，提高其几何精度与接触精度，使表面更加平整。（3）螺栓均对称、均布排列，从而提高其接触刚度。图2.4床身与立柱连接结构2.5床身与地基连接结构本设计中，床身与立柱，床身与地基的连接与固定的结构形式均采用壁龛式，如上图所示，采用壁龛式的原因为，其局部刚度比爪座式大2.5～3倍，比翻边式大1.5倍以上。适用于床身这种载荷较大的支撑件与地基、立柱的连接，并且壁龛连接还有效的节省了占地的面积。试验表明，螺钉的预紧力使接触平面具有2MPa的平均预压压强时，通常接合面的刚度可较好的得以保证。铸铁的接触变形可用如下经验公式进行计算：f=cp式中：f–接触变形（µm）p–接合面之间的平均压强（MPa）c–接合面表面粗糙度因素值在《实用机床设计手册》中查“表10-9接合面表面粗糙度因素值c”可得精刮工艺下，c值为0.47～0.61，取0.5故：f=cp=0.5×2=1µm可知，接触变形很小，满足床身接触精度要求。2.4床身热变形机床在切削过程中会产生大量的热，这些热量分别来自电动机、液压系统和机械摩擦。热量传导给床身即引起床身温度变化，改变了床身与机床其他执行机构的相对位置，从而降低了机床的加工精度。对于本床身来说，床身上的导轨在工作台与滑座高速运动的摩擦下，上表面的温度将高于下表面，引起导轨中凸，同时热量传递给床身导轨面，引起导轨面热变形，使得床身与导轨接触面接触刚度下降，影响导轨平行度、直线度，进而影响机床传动精度和加工精度。床身上连接的控制Y方向进给的滚珠丝杠系统，若吸收热量产生热变形，由于其两端受到轴承固定的限制，不能自由膨胀变形，则产生了热应力，使滚珠丝杠弯曲变形，或使轴承内产生轴向附加载荷，这个载荷又将是轴承进一步发热，从而严重损坏了滚珠丝杠与轴承。由此可见，必须采取有效措施减少床身的热变形，主要从如下几个方面入手：（1）床身设置倾斜表面，可以有效进行排屑、排油，达到隔离热源的目的。由于切屑、润滑油、液压油和切削液都是主要的热源，如果滞留在床身中将使床身产生较大的温升和变形。因此利用此设计将这些热源排出床身以外，单独设立排屑装置、油箱，或是在热源外设置隔离罩，以减少热传导。（2）将床身结构设计为热对称结构。主要发热部件，如导轨、电动机均是处在床身对称位置，床身自身的结构也设计为左右对称的结构，这样热变形后可尽量不改变零部件的相对位置，从而减少热变形对工作精度的影响。2.5床身结构确定方案2.6床身最终结构图上图所示即为床身最终确定的结构方案，其融合了前文对床身重要表面、床身截面、床身连接结构和热变形的所有分析与设计，参考了同类型的机床，结合了所设计机床型号VMC850B的结构与尺寸要求，最终确立结构如上图，此结构满足对于机床床身的基本要求。3床身零部件的计算与选型立式加工中心伺服进给系统是直接控制机械位移，实现机床的进给运动和辅助运动的自动控制系统。它通常由伺服驱动单元、伺服电动机、机械传动装置、执行元件和位置检测反馈单元组成。从位置控制的角度看，伺服系统有开环、闭环和半闭环之分。数控机床对伺服进给系统的设计基本要求如下：（1）稳定性。在系统的启动状态或在外界干扰作用下，经过锻短暂的调整过程后，应可以迅速地稳定在新的或原有平衡状态下。（2）精度高。实现准确的位置检测。（3）快速响应。系统的响应时间要尽量短，传动装置的加速能力要强。VMC850B立式加工中心进给伺服系统采用半闭环方式，反馈信号是由安装在伺服电机上的脉冲编码器反馈到位置偏差检测器。脉冲编码器与电机同轴，电机与丝杠直接相连，其特点是结构简单，产生误差的环节少，转动惯量减少，使伺服特性有较大改善。3.1Y方向滚珠丝杠副的选择由于本机床Y方向的伺服进给系统导程为L=560mm,小于2m,根据上表查得，采用丝杠螺母传动（丝杠旋转、螺母转动）作为执行机构。其次，在丝杠螺母传动机构中，由于滚珠丝杠滑动相对于滑动丝杠传动更适合应用于精密、高效的立式加工中心，故本设计采用滚珠丝杠副，其具体优势如下：（1）传动效率高，可达滑动热杠传动的2～4倍。（2）运动平稳，摩擦力小，灵敏度高，低速无爬行。（3）可预紧、消除丝杠副间隙，提高轴向接触刚度。（4）定位精度、重复精度高。（5）使用寿命长，是普通滑动丝杠的4～10倍甚至更高。（6）使用可靠，润滑简单，维修方便。（7）不自锁，可逆向转动，将旋转运动转化为直线运动。在确定滚珠丝杠副的主要尺寸参数时，需要根据机床的使用要求全面考虑。丝杠副的公称直径、基本导程、预紧力、负载滚珠的有效圈数与丝杠的寿命、位移精度、刚度、驱动力矩等有密切关系。在计算滚珠丝杠副尺寸之前，必须先确定Y方向滚珠丝杠副的工作条件，针对VMC850B这一立式加工中心型号，其具体的技术参数如（1）工作载荷：工作台重量：2322.6N滑座重量：4029.8NX方向进给系统重量：276.4N导轨重量：237.2N工作台允许最大载荷：600kg=5880N（2）Y方向快速进给速度：32m/min（3）Y方向工作行程：560mm（4）定位精度：±0.005/300mm（5）重复定位精度：±0.003mm由于立式加工中心VMC850B具有精确位移要求的定位，故需要选择P类滚珠丝杠副。VMC850B的具体切削状况其加速力的求解如下：已知，加速时间t=0.1s,=32m/min≈533则：加速度a===5.33加速力==（237+411.2+28.2+24.2+600）×5.33≈6932N加速力的进给速度为==16m/min3.1.1初步计算丝杠导程≥/式中：-丝杠导程。（mm）-丝杠副Y方向快速进给速度。(m/min)-传动比。由于Y方向进给伺服系统电动机与滚珠丝杠直接连接，故=1。-Y方向进给伺服系统驱动电机最大转速。(r/min)已知：32m/minY方向驱动电机为FANUCβis22/2000型号，其最大转速为2000r/min。故≥/32/2000=16mm丝杠导程应不小于16mm,根据GB/T17587.2-1998，确定丝杠导程为16mm。3.1.2滚珠丝杠副当量载荷与当量转速计算由于立式加工中心在工作过程中载荷是随时间变化的，而且不同载荷情况下，其对应的转速也不同。为了方便分析与计算，求解滚珠丝杠副的载荷与转速当量值如下：式中：、、…-轴向变载荷（N）、、…-对应、、…的转速（r/min）、、…-对应、、…的时间（h）为求解与的值，需要先求解轴向变载荷、、…与对应转速、、…的数值。具体计算过程如下。首先，滚珠丝杠副轴向变载荷是指在立式加工中心工作时，实际作用在滚珠丝杠上的轴向作用力，其数值可用下面进给作用力的实验公式计算：对于线性滚动导轨机床：式中：-Y方向的最大切削分力。（N）-导轨摩擦阻力。（N）式中：-工作台的重量。(N)-滑座的重量。(N)-X方向伺服进给系统的重量（包括电动机、滚珠丝杠副、轴承座、轴承）。(N)-导轨的重量。(N)-工作台允许最大载荷。(N)-Z方向上的切削分力。（N）-摩擦系数，对于线性滚动导轨来说，=0.004由上述公式可知，为了便于分析，实际计算中需要将切削力合力分解，即将切削力分为切削力（切向切削力）、背向力（轴向切削力）、进给力（径向切削力）其中，切向切削力是沿铣刀主运动方向的分力，它消耗伺服进给系统驱动电动机功率最多，其值最大，根据经验公式：=（0.15～0.7）=（0.1～0.6）由于=（0.54～0.97）=（0.15～0.38）=（0.10～0.32）为了保证所选择滚珠丝杠副在本立式加工中心各种工况下均能安全、有效的工作，故选择针对切削力最大的情况进行分析计算。由于前文所述，切向切削力对于进给伺服系统影响最大，故只需考虑其作用在Y方向伺服进给系统的丝杠轴向时的情况，并取最大值=0.97。由上述公式可知，轴向切削力也是影响较为重要的力，故尽量令取最大值，故：≈0.2431,最终确定取=0.24。至此，即可确定立式加工中心VMC850B在不同切削状况下相对于Y方向滚珠丝杠副的轴向切削力和垂向切削力。具体数值见下表。已知各切削状况下轴向切削力与垂向切削力，即可求得各切削状况下的轴向变载荷，具体计算过程如下：其中=2322.6+4029.8+276.4+237.2=12746N故=3880+0.004×(12746+960)=3934.82N=2910+0.004×(12746+720)=2963.86N=1940+0.004×(12746+480)=1992.90N=0.004×12746=50.98N=6932+0.004×12746=6982.98N为求解当量载荷与当量转速，还需先求解各切削状况下的转速值、、…因为已知=16mm,=1,见表3-1.3，故解得转速值如右表所示：至此，即可求得当量转速：=625×10%+1562.5×40%+125×%+2000×20%+1000×1%=1133.75r/min当量载荷为：=2758.86N3.1.3计算预期额定动载荷式中：-精度系数,要求本滚珠丝杠副精度等级达到0级，则查阅《实用机床设计手册》表“3.7-52精度系数”可知，取值1.0。-可靠性系数,预期可靠性达到95%，-载荷性系数，表中可查得取值为1.3-当量载荷(N)-当量转速(r/min)-预期工作寿命由立式加工中VMC850为数控精密机床，故选取=15000h。将所选参数带入公式：58237N为给滚珠丝杠螺母预紧，在滚珠丝杠上作用有预加载荷，其值为2000N，则还需计算：式中：-预加载荷系数，取中预载=4.5-最大轴向载荷，在前文表3-1.4中比较可得最大轴向载荷为加速力，故=6932N故求得：4.5×6932=31194N比较与的数值大小，选取其中较大的预算值最为滚珠丝杠副的预期额定动载荷，即为=58237N。3.1.4估算滚珠丝杠允许最大轴向变形（1/3～1/4）重复定位精度（1/4～1/5）定位精度其中，重复定位精度为±0.003mm，定位精度为±0.005mm,故求得：（1/3～1/4）×0.003=0.00075～0.001mm（1/4～1/5）×0.005×560/300=0.0019～0.0023mm取与中的较小值为值，则，=0.00075mm=0.75µm。3.1.5估算滚珠丝杠副的底径滚珠丝杠副的底径计算公式如下：式中：-支撑方式系数，一段固定另一端自由或者移动时为0.078，两端固定时或铰支时取0.039-导轨静摩擦力（N）-滚珠丝杠两轴承支点间的距离，常取1.1倍行程+（10～14）（mm）由公式可知，若要计算滚珠丝杠的底径，需要先对滚珠丝杠两端支撑方式进行分析与选择。正确地选择进给系统支撑方式对于提高支撑的轴向刚度，满足高精度、高刚度进给系统的需要具有十分重要的意义。滚珠丝杠支撑结构类型可以分为三类，分别为一端固定一端自由、一端固定一端支撑与两端固定，其具体的特点与应用叙述如下：（1）一端固定一端自由：1、结构简单；2、丝杠的轴向刚度比“两端固定”低；3、丝杠的压杆稳定性和临界转速都较低；4、设计时尽量使丝杠受拉伸；5、适用于较短和竖直的丝杠。（2）一端固定一端支撑：1、需保持螺母与两端支撑同轴，故结构较复杂，工艺较困难；2、丝杠的轴向刚度和“一端固定一端自由”相同；3、压杆稳定性和临界转速比同长度的“一端固定一端自由”高；4、丝杠有热膨胀的余地；5、适用于较长的卧式安装丝杠。（3）两端固定：1、需保持螺母与两端支撑同轴，故结构较复杂，工艺较困难；2、只要轴承无间隙，丝杠的轴向刚度为“一端固定”的4倍；3、丝杠一端不会受压，无压杆稳定问题，固有频率比“一端固定”要高；4、可以预拉伸，预拉伸后可减少丝杠自重的下垂和热补偿膨胀，但需一套预拉伸机构，结构及工艺都比较复杂；5、要进行预拉伸的丝杠，其目标行程略小于公称行程，减少量等于拉伸量；6、适用于对刚度和位移精度要求高的场合。三种支撑方式结构特点如下表所示：结合立式加工中心VMC850B的Y方向伺服进给系统的特点和要求，考虑其卧式安装方式，同时需要降低热膨胀变形的影响，还要综合考虑其装配工艺性与经济性原则，本设计中选用“一端固定一端支撑”即可满足要求。故=0.078。另外，=0.004×12746=50.98N=1.1×560+(10～14)×16=776～840mm，取=840mm则18.63mm故所选取的丝杠底径要大于等于18.63mm。3.1.6计算滚珠丝杠副预紧力通过前文分析计算，已知最大轴向工作载荷=6982.98N,则滚珠丝杠副预紧力可求：=6982.98/3=2327.66N3.1.7滚珠丝杠副剩余结构尺寸确定螺纹长度的确定：式中：-螺纹长度（mm）-有效行程+螺母长度(mm)-余程（mm）取90mm则：=560+108=668mm=668+2×90=848mm丝杠全长：+连接长度+两端轴承长度+起始距离结合立式加工中心VMC850B床身的尺寸、结构特点，确定丝杠全长1306mm1-8行程补偿值C的计算：式中：-温度变化值，2-3℃-滚动丝杠副有效行程（mm）其中，=行程+（8～14）=560+（8～14）×16=688～784mm,取=720mm,=2℃则：=11.8×2×720×=16.99µm结合上述计算与床身结构尺寸要求，初步选择滚珠丝杠直径为，则查阅样本可知丝杠底径为3.2伺服电机的选择3.2.1电机的负载转矩计算负载转矩是由于驱动系统的摩擦力和切削力所引起的，具体结合Y方向伺服进给系统的情况，其主要承受摩擦力矩、滚珠丝杠副预加载荷引起的预紧力矩、切削负载力矩和加速力矩。将其折算到电动机轴上的具体计算公式如下：摩擦力矩（Nm）:预紧力矩（Nm）:切削力矩（Nm）:加速力矩（Nm）:式中：-导轨摩擦力（N）-滚珠丝杠副导程（mm）-传动链总效率，=0.70～0.85-滚珠丝杠预紧力（N）-滚珠丝杠未预紧时的效率，一般0.90-进给方向的最大切削力（N）-折算到电机轴上的总惯量（）-电机转速（r/min）-系统时间常数(s)则：==0.162Nm==1.408Nm==12.357Nm为求解折算到电动机轴上的加速力矩，需要先求解折算到电机轴上总惯量的数值，与此同时，欲选择合适的电动机，必须满足惯量匹配的问题。因此，在电动机的选型计算中，需要进行惯量匹配问题的分析与负载惯量的计算。3.2.2惯量匹配计算Y方向伺服进给系统需要具备快速的响应能力，即其滚珠丝杠的角加速度应足够大以满足系统对于反应灵敏度的需求，因此所选驱动电动机的加速能力要足够大，响应速度要足够快，但在追求高性能的同时又要结合实际的需求，不可盲目求好，增加成本。同时，还需要满足系统对于稳定性的要求，如果负载、电动机惯量不匹配，如负载惯量与电动机惯量比值过大，对于伺服参数的调整将趋于边缘化，很难进行调整，振动抑制能力也越差，所以降低了控制稳定性，同时也会出现电机惯量和负载惯量之间动量传递时发生较大冲击的情况。因此必须是电动机惯量与进给负载惯量合理地进行匹配。负载转动惯量的计算式中：-各旋转件的转动惯量（）-各旋转件的转速（）-电动机的转速（）-各直线运动件的质量（kg）-各直线运动件的速度（m/min）其中，Y方向伺服进给驱动系统中所包含的旋转件有X、Y方向伺服进给系统的滚珠丝杠，由于滚珠丝杠属于圆柱体，则按如下公式进行计算：式中：-丝杠材料密度（）-丝杠全长（m）-丝杠外径（m）已知，X方向伺服进给系统滚珠丝杠外径40mm，1395mm，=7.85，则带入公式3-2.6，求得:==2.75已求，Y方向伺服进给系统滚珠丝杠外径40mm,1306mm,=7.85,则带入公式3-2.6，求得：==2.57另外，Y方向伺服进给驱动系统中所包含的直线运动件有工作台（含最大载荷）和滑座。已知，工作台（含最大载荷）的质量为837kg，32m/min,=411mm，32m/min。带入公式求得：==5.43==2.67则=(2.75+2.57+5.43+2.67)=13.42由于在电动机惯量与负载惯量之间通常推荐使用下列匹配关系：1/4≤/≤1则取≥1/4=1/4×13.42=3.355至此，可以初步选定伺服电机型号为FANUC22/2000,转动总惯量（）已求得和，由此可得，传动系统转动总惯量（）为：=（13.42+5.3）=18.723.2.3空载启动时最大加速力矩计算：电动机从静止加速到最大转速时，即可求得空载启动时最大加速力矩，其计算公式如下式中：-电机最高转速（r/min）-加速时间（s）本设计中取=0.1s则求得：==39.19Nm3.2.4快速空载启动时所需最大启动力矩计算由于前文已求得、、，则：=39.19+0.162+1.408=40.76Nm所以通常即可按照快速空载启动时的最大启动力矩来选择电机。即，其中为电动机输出转矩的最大值，即峰值转矩。则所选电机最大扭矩应不小于。前文所选定伺服电机FANUC22/2000,其最大扭矩为45Nm＞40.75Nm,故满足要求。3.2.5电动机连续匀速工作时的最大力矩=0.162+1.408+12.357=13.927Nm参照电机特性曲线可知，电机额定转矩，满足要求。3.2.6电动机输出端轴的直径计算电机轴的最小直径（mm）按如下公式计算：式中:-电机轴传递的功率，（kW）-需用切应力，(MPa)n–电机轴的转速，（r/min）C–与轴有关的系数，由决定根据所选定的电机型号，可知=2.5kW,2000r/min。C的值从《机械设计手册-第四卷》中“表26·3-2”中，根据轴的材料45号钢查得C=107～118，故取C=112。由此求得：故设计电机轴径为d=35mm。3.3滚动轴承的选择轴承的选用应从允许的空间、轴承负荷大小和方向、高速性能、旋转精度、刚度、振动与噪声、轴向游动、摩擦力矩、安装与拆卸等方面综合考虑，全面衡量，择优选择满足设计要求的轴承类型。3.3.1滚动轴承使用条件本设计中所选用的轴承是用来支撑滚珠丝杠，结合滚珠丝杠的受力情况可知，轴承分别承受径向载荷和轴向载荷，径向载荷主要为滚珠丝杠自重，轴向载荷则较大，为作用在丝杠上的轴向载荷传递给轴承，因此，支撑丝杠的轴承需要重点保证其轴向的刚度和精度，减小摩擦力矩。由于前文中已确定Y方向滚珠丝杠副的支撑形式为“一端固定一端支撑”，且固定侧轴承受轴向和径向两种负荷，起到固定丝杠轴与电机座之间相对位移的作用，而支撑侧轴承则仅承受径向负荷，轴向可以存在相对位移，以此可以解决因温度变化、受力变形而产生的丝杠的伸缩问题和安装轴承时产生的间隔误差。由此可初步确定轴承类型为：固定端选用止推球轴承（60°角接触球轴承），支撑端选用圆柱滚子轴承。这两种滚动轴承的具体特点如下：（1）止推球轴承：该轴承是与滚珠丝杠配套的专用轴承，止推轴承使用球作为滚动体，其启动摩擦力矩比滚子轴承小，因此，可采用较小的滚珠丝杠驱动力，降低丝杠副驱动功率，提高进给系统的灵敏度。由于可以尽可能多地使用尺寸小的球，且内圈和外圈的壁较厚，加之采用60度的接触角度，其承载能力大，因此轴承的轴向刚度高。（2）圆柱滚子轴承：圆柱滚子轴承可以承受径向和轴向载荷，承载能力和刚度都比较高，滚子与套圈挡边的摩擦小，允许的转速较高。内圈或外圈无挡边的圆柱滚子轴承，其轴向可以作相对移动，所以可以作为自由端轴承使用。3.3.2初选止动球轴承型号根据具体的使用条件，初选止动球轴承的型号为NTNBST30×62—1BP4。3.3.3止推轴承组配方式推力角接触球轴承的基本组配方式有三种，分别为：背靠背，面对面，和串联。本设计中采用DBT组合，即先由两个轴承串联，再与一个轴承背靠背组配。选择这种组配方式的原因为，（1）背靠背方式，这种组配方式力的作用线向外侧发散，增大了轴承间有效作用点的距离，使轴承可承受双向的轴向载荷和径向载荷，且可承受较大的倾斜力矩。（2）串联方式：这种组配方式的受力作用线平行，所以除径向载荷外仅能承受单向的轴向载荷。3.3.4止推轴承的选用计算（1）轴承的径向载荷和轴向载荷计算在以滚珠丝杠副作为执行机构的进给系统中，丝杠负责传递运动，而导轨负责承受载荷，故所选用轴承在径向仅仅承受滚珠丝杠自身的重力，已知丝杠重力为126.35N,则轴承所承受径向力=(1/2)×126.35=63.18N轴承所承受的轴向载荷为：=2758.86N（2）当量轴向静载荷（N）和当量轴向动载荷（N）计算：根据《NTN精密轴承选型样本》可查得BST型号止推轴承的当量轴向静载荷与当量轴向动载荷的计算公式如下：式中：-轴承承受的轴向载荷（N）-轴承承受的径向载荷（N）-径向系数-轴向系数则=2758.86+3.98×63.18=3010.32NX、Y系数的选择需要从下表中选取：由于=2758.86/63.18=43.67＞2.17轴承组合列数为3列，承受轴向负荷的列数为3列，则取X=0.92，Y=1，则当量轴向动载荷：=0.92×63.18+2758.86=2816.99N（3）轴承基本额定寿命（h）计算：在《机械设计》第四篇中说明了轴承基本额定寿命计算公式如下：式中：-轴承工作转速（r/min）-轴承的基本额定动载荷（N）查表3-3.1可知，C=63kN-当量轴向动载荷(N)-寿命指数，球轴承=3已知：=2000r/min,=2816.99N则：==93313h由于额定使用寿命的基本要求为：对于每日8小时工作的机械（利用率较高），如金属切削机床，其预期计算寿命为20000～30000小时，则该轴承基本额定寿命满足要求。(4)止推轴承的静载荷验算：式中：-计算静载荷（N）-安全系数-当量轴向静载荷（N）-基本额定静载荷（N）查《实用机床设计手册》滚动轴承表3.8-23得=1.2～2.5，取=2。则：=2×3010.32=6020.64N=177kN，满足静载荷要求。(5)止推轴承的动载荷验算：由于当量轴向动载荷和转速已知，预期计算寿命取定为=30000h,则所需轴承应具有的基本额定动载荷可由如下公式计算：式中：-温度系数，其数值可查《实用机床设计手册》滚动轴承表3.8-22，取=1-寿命系数，球轴承取=3则求解：==43.17kN＜=63kN,则满足静载荷要求。(6)止推轴承的极限转速校核：轴承实际工作条件下所允许的最高转速为：式中：-所选止推轴承的最高转速（r/min）-轴承载荷系数-径向和轴向联合作用的载荷分布系数-轴承极限转速（r/min）根据《实用机床设计手册》图3·8-1和图3·8-2可查得=0.85,=0.98,已知，=2000r/min，则求得：已知止推轴承BST30×62—1BP4的极限转速可达到3000r/min(脂润滑)，大于，故满足要求。综上所述，轴承NTNBST30×62—1BP4能够满足寿命、静载荷、动载荷和许用转速的要求。3.3.5圆柱滚子轴承的选型计算如前文所述，滚珠丝杠支撑端选用圆柱滚子轴承，具体型号为N206E,由于Ｎ型内圈有双挡边，内圈、滚子及保持架可以与外圈分离。允许轴相对于外壳在一定范围内做轴向移动，能适应因热膨胀或安装误差引起的轴与外壳相对位置的变化，最适合用作自由端轴承。不能限制轴和外壳的轴向位移，仅能承受径向载荷。其主要参数为：基本额定动载荷为36kN，基本额定静载荷为35.5kN，极限转速为8500r/min（油润滑）。则仿照“3-4止推轴承的选用计算”方法，对圆柱滚子轴承进行选型计算，具体计算过程及结论如下：（1）轴承承受的径向载荷为：=(1/2)×126.35=63.18N（2）当量静载荷为：=63.18N当量动载荷为：=63.18N（3）基本额定寿命：（4）静载荷验算：=2×0.063=0.126kN≤=35.5kN（5）动载荷验算:=0.75kN≤=36kN（6）极限转速校核：综上所述，轴承N206E能够满足寿命、静载荷、动载荷和许用转速的要求。结论通过在沈阳机床厂的学习与实践，结合立式加工中心VMC850B的具体特点与性能，本课题对立式加工中心床身的结构进行了科学的优化设计，并且采用了ANSYS的分析软件，对其进行了有限元静态力分析，通过模拟计算其受力与变形，检验了结构的性能，为其进一步的优化提供了有利依据。同时课题还对立式加工中心床身的相关功能部件进行了选型的分析与计算，结合VMC850B的需求，选择了可以满足精度、刚度、可靠性等要求的重要功能部件。具体的研究成果如下：（1）通过查阅《实用机床设计手册》、《机械设计手册》和《机械加工工艺手册》，确定了床身选择材料为HT250，采取铸造工艺，结合VMC850B的具体结构，确定了床身的重要表面，并合理设置了壁厚，布置了加强肋板，确定了方孔、圆孔的开孔位置及孔径大小，采用了保证刚度的连接与固定形式，借鉴以往成型的床身结构，确立了最终的结构设计方案。（2）利用CATIA建立了床身的三维模型，并将模型进行了必要的简化，借助ANSYS有限元分析软件进行了床身静力学分析，直观系统的将床身的受力与变形进行了分析，方便对于床身结构的优化设计，最终也通过此软件检验了设计成果的刚度、可靠性等性能，确定了最佳方案。（3）针对于床身相关的功能部件，包含Y方向伺服进给系统的驱动电机、滚珠丝杠、导轨、联轴器、轴承，进行了选型，通过计算与分析，查阅了多本选型手册，根据VMC850B的具体需求，确定了各功能部件的型号与参数。（4）结合在沈阳机床厂加工和装配车间的实地学习与考查，对立式加工中心床身进行了几何精度设计，包括加工几何精度设计和装配几何精度设计，提供了具体