锅炉管端加工专用铣床设计

锅炉管端加工专用铣床设计1．绪论1.1项目背景以及研究的意义锅炉是各行各业及居民生活中应用最广泛的重要设备之一。这些工业锅炉（燃油锅炉、电站锅炉等）一般尺寸比较大，质量很重，它们的管端焊接了许多烟管，每个烟管的直径大约几十毫米，数量较多、密度较大。如果在普通的数控加工机床上加工是不现实和难以实现的。并且管子是一根根的焊接在上面的，焊接完之后需要所有管端平面距离所在的锅炉面的距离统一（5mm），因此对于管端面的加工精度要求很高。而传统的加工方法是焊接完之后，人工使用砂轮机对每个管端进行磨削，这种方面加工精度低，工作量大，对工人师傅的技术要求高，加工成本高，周期长，且安全隐患很大，极易发生事故。因此，需要专门设计一个卧室数控铣床来对燃油锅炉烟管管端进行铣削加工，此课题的研究目的在于改变传统的生产方式，能够用数控的方式来提高加工的效率和精度，从而减小工作量，实现了加工的机械化和自动化。1.2数控机床的浅析数控机床集机械技术和计算机、液压、气动、传感检测、信息处理、光机电等技术于一体，是技术密集型，高度自动化的机床。在加工工艺与加工表面形成方法上，与普通机床是基本相同的，最根本的不同在于实现自动化控制的原理与方法上。目前，数控机床在我国国民经济的各行各业发挥着越来越重要的作用，数控机床已经成为企业技术改造的首先设备之一。我国已经成为数控机床的生产大国，消费大国和进口大国。国民经济各个行业需要大量数控机床的开发和应用人才。数控机床的品种很多，根据其控制原理、功能和组成，可以分几个不同的角度。首先按数控机床的加工功能分为：点位控制数控机床，直线控制数控机床和轮廓控制数控机床。1.3我国数控技术的发展随着科学技术的发展、制造技术的进步，产品质量和品种多样化的要求日益提高，中小批量生产的比重明显增加，促使数控机床不断向着高效率、高质量、高柔性和低成本的方向发展。而且，数控机床作为柔性制造单元，柔性制造系统、计算机集成制造系统的基础设备，对其数控装置、伺服驱动系统、程序编制、检测监控以及机床主机等组成部分提出更高的要求。目前，我国的数控技术与国外相比至少还有20年的差距。主要问题有以下几方面：(1)技术创新成分低，消化吸收能力不足；（2）技术创新环境不完善;(3)产品可靠性、稳定性不高；（4）网络化程度不够；（5）体系结构不够开放。数控技术是实现机械制造自动化的关键，直接影响到一个国家的经济发展和综合国力，关系到一个国家的战略地位。作为制造系统最基本的加工单元，以数控技术为核心的数控机床的生产和应用已成为衡量一个国家工业化程度和技术水平的重要标志。世界各国制造业广泛采用数控技术，以提高制造能力和水平，提高对市场的适应能力和竞争力。我国是制造大国，无论是从战略的角度还是从发展策略上，都需要加强数控产业的发展。

2．总体方案设计2.1机床的主要技术规范及要求机床主要组成部分：立柱及其支撑座、主轴箱、数字控制系统、电气柜、操作平台及防护装置等部分组成。此次设计的机床属于中型机床。机床的加工对象是20号钢管，最小直径为57，最大直径为76.最大切削余量为6-8mm.刀盘转速为125-400r/min，其行程为180mm.机床的作业范围水平方向为2500mm，垂直方向为1800mm.主轴轴线距地面的高度，最低600-650mm，最高为23000mm.机头的升降速度，水平方向：最快1200mm/min，Z轴方向，最快为1200mm/min.控制系统必须实现专用机床三坐标轴运动的数字控制和其他辅助控制功能。三坐标轴驱动电机均选用交流伺服电机。主轴驱动电机采用变频电机，以便实现各种切削转速。主轴上设有进给定位检测装置，以便加工后管端伸出管板的相对高度基本一致，各相对高度之间的差值不大于0.5mm.定位传感器，应具备一定可靠性和合理地寿命值，其可靠性由加工精度体现，其触头的寿命不低于10万次，并且易于更换。加工后的管端表明粗糙度不低于Ra25。2.2机床总体方案设计(1)锅炉管端加工数控铣床的整体结构由于加工对象所处锅筒的位置分析，本设计采用卧式主轴系统。根据技术参数的要求（机床作业范围：水平方向为2200mm，垂直方向为1500mm。主轴轴线距地面高度：500—2000mm），本次设计为三坐标轴运动（立柱水平移动、动力头垂直移动和刀具进给）的专用机床。(2)刀具的选择由于加工对象是燃油锅炉多个烟管管端，因此是范围较大的铣削加工，所以刀具应选择铣刀盘，这样可以提高铣削加工的效率，以及满足了技术要求中各管端伸出管板的相对高度基本一致。(3)主轴箱卧式铣床，主轴方向水平，根据前面叙述的结构可知，主轴箱处于垂直立柱上，主轴方向的进给是通过电机驱动滚珠丝杠转动而完成的。滚珠丝杠根据切削力通过计算选定。(4)导轨本次设计的专用数控铣床为三坐标轴数控铣床，因此需要三副导轨：A,水平导轨副，用于拖动立柱进行水平方向移动；B，垂直导轨副设计，用于拖动动力头在竖直方向的移动；C，主轴运动方向导轨副，用于控制主轴方向的进给。由于运动范围大，加工精度要求高，所以本次设计使用矩形导轨。

3．主轴及其进给系统设计图3-1主轴及其进给系统外观图以下设计主要围绕如图3-1所示部分3.1主轴电机功率的计算和型号的选取3.1.1切削速度的计算已知加工工件为20号钢管，材料强度165HB取165HB铣刀盘直径D=200mm.查表得=0.14mm/齿最大铣削面积B=200mm则切削速度V===118.26m/min=1.97m/s(=59156.112m=0.439b=0.299c=0.245d=0.374g=0.820e=0.374)3.1.2切削功率的计算铣刀直径为200mm对应10齿，则，主轴计算转速n===188.2r/min铣刀进给速度：==0.14×10×188.2mm/min=263.48mm/min则端面铣刀的切削功率=查表=2188N/得出切削功率=7.99KW3.1.3电机额定功率的计算电机额定功率===10.49KW根据计算出的电机额定功率，表3.1主轴电机型号表我们选定电机的型号为GM7109-4SB613.2主切削力及其切削分力计算(1)计算主切削力=N=4467N(2)计算各切削分力：纵向切削力=0.4×=0.4×4467N=1786.8N横向切削力=0.95×=0.95×4467N=4243.65N垂直方向切削力=0.55×=0.55×4467N=2456.85N3.3导轨摩擦力的计算已知导轨动摩擦系数为=0.15查表得出镶条紧固力=2500N预估此部分总质量m=400Kg(1)切削状态下的导轨摩擦力==0.15×(3920+2500+4243.65+2456.85)N=1968N(2)计算在不切削状态下的导轨摩擦力和导轨静摩擦力=(W+)=0.15×(3920+2500)N=963N=(W+)=0.2×(3920+2500)N=1284N3.4计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力最大轴向负载力：==1786.8+1968N=3754.8N最小轴向负载力：==963N3.5滚珠丝杠的动载荷计算与直径的估算3.5.1确定滚珠丝杠的导程取电动机的最高转速=7500r/min则导程==mm=10mm3.5.2计算滚珠丝杠螺母副的平均转速和平均载荷1.估算在各种切削方式下滚珠丝杠的轴向载荷定义：为最大轴向载荷为最小轴向载荷=+20%=+5%数控铣床滚珠丝杠的计算：表3.2数控铣床滚珠丝杠的计算切削方式轴向载荷进给速度时间比例备注强力切削3754.80.610=一般切削1713.960.830=+20%精细切削1150.24150=+5%快移和钻镗定位96310=计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速n：==r/min=60r/min==80r/min==100r/min==750r/min计算滚珠丝杠螺母副的平均转速；=++=()r/min=155r/min计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷==1456.53N3.5.3确定滚珠丝杠预期的额定动载荷查表=1.3(载荷性质系数）精度系数=1可靠性系数=0.44得：=.N=24529.29N因对滚珠丝杠螺母副实施预紧：查表与公式：=.=4.5×3754.8N=16896.6N取以上结果的最大值：即=24529.29N3.5.4按精度要求确定允许的滚之丝杠的最小螺纹底径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设定主轴箱的定位精度为30m重复定位精度为20m则：=（-）×20m=（-）×30m计算结果取最小值即=6m估算允许的最小螺纹底径在主轴与进给系统部分滚珠丝杠螺母副的安装方式采用一端固定一端自由的固定方式因此当滚珠丝杠螺母副的安装方式为一端固定，一端自由时，有0.078mm（L-滚珠丝杠螺母至丝杠固定端支承的最大距离，L=行程+安全行程+余程+螺母长度+支承长度1.4行程+30导程：导轨的静摩擦力）L=1.4×180+30×10mm=552mm=1284N则0.078=0.078=26.8mm3.5.5初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号综合和的计算结果，选择的滚珠丝杠型号为FFZL5010-4公称直径=50mm基本导程：=10mm丝杠外径为49.5=46KN>24529.9N=44.3mm>26.8mm3.5.6确定滚珠丝杠螺母副的预紧力==×3754.8N=1251.6N3.5.7计算滚珠丝杠螺母副的目标行程补偿值与预拉伸力计算目标行程补偿值已知温度变化值t=2℃，丝杠膨胀系数α=11×m滚珠丝杠螺母副的有效行程=行程+螺母长度=180+167mm=347mm则=11t×=11×2×347×mm=7.634×mm计算滚珠丝杠的预拉伸力=1.81t=1.81×2×N=7104.21N3.5.8确定滚珠丝杠螺母副支承用轴承的规格型号1计算轴承所受的最大轴向载荷=+=7104.21+×3754.8N=8981.61N2计算轴承预紧力==×8981.61N=2993.87N3计算轴承的当量轴向载荷=+=2993.87+1456.53N=4450.4N4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=4450.4N，轴承的基本额定寿命L=20000h.轴承径向载荷和轴向载荷；=.cos=4450.4×0.5N=2225.2N=.sin=4450.4×0.87N=3871.85N因为=1.74<2.17则径向系数X=1.9轴向系数Y=0.54P=X+Y=1.9×2225.2+0.54×3871.85N=6318.68NC==N=41071N5确定轴承的规格型号因为滚珠丝杠螺母副采取预拉伸措施，因此选用角接触球轴承面对面安装。由于滚珠丝杠的螺纹底径为44.3mm，所以选择轴承的内径d为40mm.轴承型号为7308C尺寸为（内径×外径×宽度）=40×90×23mm选用脂润滑。3.6滚珠丝杠螺母副的承载能力校验该铣床的滚珠丝杠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。滚珠丝杠螺母副临界转速的校验滚珠丝杠螺母副临界转速的计算长度=60+153+274-86mm=401mm已知弹性模量E=2.1×MPa材料的密度=×7.8×N/，安全系数=0.8查表得出=1.875滚珠丝杠的最小惯性矩为==188958滚珠丝杠的最小截面积为则=9500r/min本工作台滚珠丝杠螺母副的最高转速为1500r/min远远小于其临界转速，故满足要求。滚珠丝杠螺母副额定寿命的校验滚珠丝杠螺母副的寿命，主要指疲劳寿命。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。查表得出滚珠丝杠的额定动载荷=46KN运转系数=1滚珠丝杠的轴向载荷==3754.8N滚珠丝杠螺母副转速=1500r/min故根据公式得：=1.839r==h=20422h一般的，在设计数控机床时，应保证滚珠丝杠螺母副的总时间寿命20000h，故满足要求。3.7计算机械传动系统的刚度3.7.1.机械传动的刚度计算计算滚珠丝杠的拉压刚度本进给系统的丝杠支承方式为一端固定一端自由，因此当滚珠丝杠的螺母中心距固定端支承中心的距离最大时(即a=)，滚珠丝杠螺母副具有最小拉压刚度=（E：弹性模量取E=2.1×MPa：滚珠丝杠的底径a：滚珠丝杠螺母中心至固定端支承中心的距离）===718.78N/当滚珠丝杠的螺母中心至固定端支承中心的距离最小时（即a=），滚珠丝杠螺母副具有最大拉压刚度==N/=2779.49N/计算滚珠丝杠螺母副支承轴承的刚度已知轴承接触角=，滚动体直径=12.5mm，滚动体个数Z=17，轴承的最大轴向工作载荷=8981.61N根据滚珠丝杠螺母副的支承方式为一端固定，一端自由==2×2.34×=1183.49N/计算滚珠与滚道的接触刚度查表得滚珠与滚道的接触刚度K=1874N/，额定动载荷=46KN，滚珠丝杠上所承受的最大轴向载荷=3754.8N==1751.38N/计算进给传动系统的综合拉压刚度K1进给传动系统的综合拉压刚度的最大值为：=++=++=0.0018故=555.56N/2进给传动系统的综合拉压刚度的最小值为：=++=++=0.0028故=357.14N/3.7.2滚珠丝杠螺母副的扭转刚度计算（:丝杠端部装联轴器处到滚珠丝杠螺母中心的最远距离；G：剪切模量一般滚珠丝杠取G=8.1×Mpa；：滚珠丝杠的底径）=177+487-76.5mm=587.5mmNm/rad=52127.66Nm/rad3.8驱动电动机的选型与计算3.8.1计算折算到电动机轴上的负载惯量计算滚珠丝杠的转动惯量已知滚珠丝杠的密度=7.8×Kg/=0.78×=0.78×()=27.42Kg.计算联轴器的转动惯量=0.78×=0.78××=47.2Kg.计算折算到电动机轴上的移动部件的转动惯量已知机床执行部件的总质量m=400kg，电动机每转一圈，机床执行部件在轴向移动的距离L=1cm，则：==400×kg.=10.14kg.(4)计算加在电动机轴上总的负载转动惯量=++=（27.42+47.2+10.14）kg.=84.76kg.3.8.2计算折算到电动机轴上的负载力矩计算切削负载力已知在切削状态下坐标轴的轴向负载力==3754.8N，电动机每转一圈，执行部件在轴向移动的距离L=10mm=0.01mm,进给传动系统的总效率=0.90，根据公式得：==N.m=6.64N.m计算摩擦负载力矩已知在不切削状态下坐标轴的轴向负载力（即空载时的导轨摩擦力）=963N,根据公式得：==N.m=1.70N.m计算由滚珠丝杠的预紧而产生的附加负载力矩已知滚之丝杠螺母副的预紧力=1251.6N,滚珠丝杠螺母副的基本导程为10mm=0.01m，滚珠丝杠螺母副的效率=0.94，根据公式得：==（1-0.8863）=0.25Nm3.8.3计算坐标轴折算到电动机轴上的各种所需的力矩计算线性加速力矩已知机床执行部件以最快速度运动时电动机的最高转速=1500r/min，电动机的转动惯量=120kg.,坐标轴的负载惯量=84.76kg.，进给伺服系统的位置环增益=20Hz，加速时间==s=0.15s，根据公式得：==177.31kgf.Cm=17.38N.m计算阶跃加速力矩：已知加速时间==s=0.05s，由公式得：==54.90N.m计算坐标轴所需的折算到电动机轴上的各种力矩计算线性加速时空载启动力矩=++=17.38+1.7+0.25N.m=19.33N.m计算阶跃加速时空载启动力矩==++=54.90+1.7+0.25N.m=56.85N.m计算快进力矩=+=1.7+0.25N.m=1.95N.m计算工进力矩=+=6.64+0.25N.m=6.89N.m3.8.4选择驱动电动机的型号选择电动机的型号。根据以上计算和电机型号表，选择日本FANUC公司生产的22/3000i交流伺服电动机为驱动电动机。主要技术参数如下：额定功率，4.0KW；最高转速，3000r/min；额定力矩，22N.m；转动惯量，120kg.；质量，29kg。交流伺服电动机的加速力矩一般为额定力矩的5-10倍。若按5倍计算，则该电动机的加速力矩为110N.m,均大于本机床线性加速时所需的空载启动力矩=19.33N.m以及阶跃加速时所需的空载启动力矩=56.85N.m，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22N.m,均大于本机床快进时所需的驱动力矩=1.95N.m以及工进时所需的驱动力矩=6.89N.m,因此，不管是快进还是工进，本电动机均满足驱动力矩要求。惯量匹配验算。为了使机械传动系统的惯量达到较合理地匹配，系统的负载惯量与伺服电动机的转动惯量之比一般满足该式：而在本文中，==0.7[0.25,1],故满足惯量匹配要求。3.9机械传动系统的动态分析3.9.1计算丝杠-工作台纵向振动系统的最低固有频率已知滚珠丝杠螺母副的综合拉压刚度==357.14N/,而滚丝杠螺母副和机床执行部件的等效质量=(其中，分别是机床执行部件的质量和滚珠丝杠螺母副的质量（kg），则=400kg==23.42kg==407.8kg则==935rad/s3.9.2计算扭矩振动系统的最低固有频率折算到滚珠丝杠轴上的系统总当量转动惯量为：=+=27.42+47.2kg.=74.62kg.已知丝杠的扭转刚度==52127.66N.m/rad,则==2654.1rad/s由以上计算可知，丝杠-主轴进给部分纵向振动系统的最低固有频率=935rad/s、振动系统的最低固有频率=2654.1rad/s都比较高，一般按=300rad/s的要求来设计机械传动系统的刚度，故满足要求。3.10机械传动系统的误差计算与分析3.10.1计算机械传动系统的反向死区△已知进给传动系统的最小综合拉压刚度=357.14×N/mm,导轨的静摩擦力=1284N,则根据公式得：△===0.007mm即△=7<10,故满足要求。3.10.2计算机械传动系统由综合拉压刚度变化引起的定位误差根据公式得：==0.001284mm即=1.3<6,故满足要求。3.10.3计算滚珠丝杠因扭转变形产生的误差计算由快速进给扭矩引起的滚珠丝杠螺母副的变形量已知负载力矩T==1950N.mm,扭转作用点之间的距离为584.5mm丝杠底径=44.3mm根据公式得：==由扭转变形量引起的轴向移动滞后量将影响主轴部分的定位精度。==mm0.563.11确定滚珠丝杠螺母副的精度等级和规格型号3.11.1确定滚珠丝杠螺母副的精度等级该主轴及其进给系统采用半闭环控制系统，、应满足下列要求：0.8×（定位精度--）=0.8×（30-1.3-0.56）=28.140.8×（定位精度--）=0.8×（30-1.3-0.56）=28.14滚珠丝杠螺母副采用的精度等级为2级，查表=8<28.14;当螺纹长度<350mm时，=8<28.14，故满足设计要求。3.11.2确定滚珠丝杠螺母副的规格型号滚珠丝杠螺母副的规格型号为FFZL5010-4.其具体参数如下。公称直径与导程：50mm,10mm;螺纹长度：487mm;丝杠长度667mm;类型与精度：P类，2级精度。3.12数控铣床电主轴与同步带型号的选取3.12.1数控铣床电主轴型号的选取根据算出的切削力=4467N以及径向切削力和轴向切削力查阅网站确定主轴型号为ADX160-6Z/9其具体参数如下D=160D1=68D2=150D3=180D4=300L=408L1=78L2=12N-D1:6-10.5D1×L3:17×12图3-3主轴的尺寸图3.12.2同步带的选型与计算根据上述计算，已知伺服电机功率为2.8，转速，传动比，并初步设定两带轮之间的中心距为。(1)计算设计功率式中：——同步带传递的名义功率即伺服电机的功率；——载荷修正系数，查表2-54得；——使用张紧轮的修正系数，查表2-55得；——增速传动修正系数，查表2-56得(2)确定带型和节距由设计功率和小带轮转速根据图2-64选出同步带的型号为H，并由表2-58查到对应的节距。(3)确定带轮齿数和直径由表2-57可以查到小带轮的最小许用齿数，由此可得大带轮的齿数，小带轮的直径大带轮的直径(4)选择同步带的长度根据初选中心距，计算同步带的长度。其中得根据附录A表A-9至表A-12，查得同步带的标准带长，代号为420H，其齿数为。(5)计算实际传动中心距根据选择的标准带长，求出实际的中心距：其中得，通常同步带传动中心距式可以调整的，以便获得同步带传动必须有的适当的张紧力。(6)选择带宽（1）根据带型、小带轮齿数及转速由表2-58查得对应的同步带基准宽度及基准额定功率。（2）计算同步带传动的啮合齿数。（3）计算啮合齿数系数。当时，有（4）确定齿宽系数。此时，带宽尚未确定，由该式可建立带宽与基准带宽的关系。（5）确定额定功率。（6）选择带宽。根据设计要求，同步带传动的设计功率应小于所选带型的额定功率，即，根据此条件，导出带宽的计算公式如下：（7）同步带传动设计计算的主要结果①同步带：型号H、节距、齿数，带长、长度代号420H、带宽、带宽代号300，同步带齿