asa畢業設計—精密數控車床進給系統設計及精度分析(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 ，mm，為保證強度和精度，估取mm進行計算。將各項數值代入式（19），得：mm。（3） 最大轉速限制滾珠絲杠的最大轉速應滿足下式的要求： （17）式中，—絲杠底徑，mm；—絲杠最大轉速，r/min；—常取=50000~70000.已知絲杠最大轉速為=2500r/min，取=70000計算，得：mm。（4） 選擇絲杠直徑，由上述計算結果，可以得知選取的滾珠絲杠螺母副須滿足一下限制：mmmm查閱《機械設計手冊》螺旋傳動篇，并為保證最大拉壓剛度，初選南京工藝裝備制造廠32063型滾珠絲杠螺母副，選取C0級精度。絲杠副采用內循環方式，浮動式反向器，單螺母變位導程預緊，預緊力為最大軸向力的1/3，即=400N。絲杠副的主要技術參數如表8所示。表8 Z軸滾珠絲杠螺母副的主要技術參數規格代號底徑（mm）公稱直徑（mm）導程（mm）額定動載荷（kN）額定靜載荷（kN）螺母剛度（）螺母長度（mm）32063321283999 滾珠絲杠支承軸承的選擇計算動態等效載荷：表9 徑向載荷系數（）和軸向載荷系數 （）[4]組合列數2列3列4列組合形式代號DFDTDFDDTDDFTDFFDFTDTT承受軸向載荷的列數1列2列1列2列3列1列2列3列4列———————————————動態等效載荷： （18）式中，—徑向載荷，N；—軸向載荷，N；—徑向載荷系數，見表9；—軸向載荷系數，見表9。計算動載荷： （19）代入數值，得12638N。查閱《機械設計手冊》，其軸端軸承安裝軸直徑為20mm，故應選取軸承內徑為20mm，查閱參考文獻[4]的表1116，選定滾動軸承型號為20TAC47A型，其額定動載荷為17930N，大于計算動載荷，臨界軸向載荷為20870N，大于軸向載荷。滿足設計要求。20TAC47A型軸承的主要參數如下：安裝方式為雙列面對面安裝（DF），預緊力為2160N，軸向接觸剛度為760，m。 Z軸進給伺服電機的選擇計算選擇的進給系統的伺服電機，應滿足如下要求：在所有進給速度范圍內（包括快速移動），空載進給力矩應小于電動機額定轉矩；最大切削力矩小于電動機額定轉矩；加、減速時間應符合所希望的時間常數；快速進給頻繁度應在希望值之內。為選取滿足上述要求的電動機，需要進行負載扭矩計算，功率計算，加減速扭矩計算，并進行慣量匹配驗算。在此，依據功率要求和轉矩要求進行電機選型，之后進行慣量匹配計算。滾珠絲杠克服外部載荷P作等速運動所需力矩為： （20） （21）式中，—等速運動時的驅動力矩，Nm；—滾珠絲杠預緊力矩,Nm。—預緊力，N。—絲杠導程，mm；—滾珠絲杠預緊力矩系數，~；—加在絲杠上的外部載荷，N；—作用于絲杠上的切削力，N；—滾珠絲杠的效率；—未加預緊的絲杠效率；—絲杠底徑，mm；—絲杠導程，mm；—單對支承軸承啟動力矩，Nm；—支承軸承對數。代入數據，得，= Nm。電機的轉矩應滿足， Nm。加、減速移動時，慣性力小于軸向工作載荷，其驅動力矩也相應小于，不再重復計算。工進時所需功率： （22）式中，—工進時所需功率，kW；—工進時進給速度，m/s；—進給力，N。代入數值，得：=。快進至最大速度時所需功率： （23）式中，—快進最大需求功率，kW；—快進速度，m/s，—慣性力，N。代入數值，得：=。故電動機的功率要滿足下式的關系： （24）式中，—進給傳動系統機械效率，綜合考慮絲杠預緊、導軌、聯軸器效率的影響，；—電機超載時的容許系數。代入數值。綜上計算，選擇的電機應滿足轉矩和功率兩方面要求，滿足轉矩： Nm。選擇深圳眾為興公司ACH系列ACH—13100C電機。主要技術參數如下：額定電壓：220V；額定功率：1kW；額定轉矩4 Nm；最大轉矩12 Nm；額定轉速：2500r/min；轉子慣量：；電機軸直徑：22mm。電機通過聯軸器直接與滾珠絲杠連接，依據《機械設計手冊》，選取膜片式聯軸器，膜片式聯軸器是一種用不銹鋼膜片作為撓性組件的撓性聯軸器，具有結構簡單、尺寸小、重量輕、承載能力大、傳動效率高、精度高、強度高、等優點，可用于高、低溫，高、中速，大轉矩和有油和水的場合。在此，根據電機軸直徑、長度和絲杠鏈接尺寸來選定型號，所選型號為：。[5][6]本設計選用直線滾動導軌副，滾動體為滾珠，帶保持架。直線滾動導軌副較滑動導軌而言，具有很多明顯的優勢。其摩擦系數非常小，這使機床的溫升更小，噪音更低，壽命更長，精度更高，顯著提高了整體性能，直線滾動導軌副靜、動摩擦因素很接近，因此不會產生爬行現象，能夠使用油脂進行潤滑。但滾動導軌副也有成本較高，阻尼比小等缺點。[3]直線滾動導軌副具有如下特點：長壽命，因導軌摩擦系數很低，磨損小，壽命很長；高速性；等速性；低噪音；低發塵性；長期免維護免保養。直線滾動導軌的設計，一般先對其進行受力分析，然后根據導軌工作條件和壽命要求計算動載荷，在次基礎上進行選型。為分析方便，進行受力分析時將斜床鞍等效為水平床鞍，其受力情況不變。Z軸進給系統采用兩根平行導軌，每根導軌條上分別布置兩個滑塊，由四個滑塊共同支承大滑板。確定兩根導軌距離為277mm，Z向上滑塊間距為140mm。滑塊中心到切削點的垂直距離為150mm，絲杠中心軸到X方向兩滑塊中點的距離為0。對四個導軌滑塊進行受力分析，如圖4所示。圖4 Z軸導軌滑塊受力分析 根據力的獨立作用原理，分別考慮、對每個滑塊的影響，再將每個力對同一滑塊所施加的力和力矩相加，求出各滑塊所承受的載荷。首先考慮進給力的作用，對O點取矩，得： （25） （26） （27） （28）同理，對點取矩，可得： （29） （30）用同樣的方法，求出主切削力和徑向力對每個滑塊的作用力。部件重量也會對滑塊產生作用力，法向：=1273N，側向：=735N。把重力和主切削力、進給力、徑向力對每個滑塊的作用力列入表11中。由表11可知，滑塊A受力最大，故只需計算滑塊A的動靜載荷。計算滑塊A的工作載荷： （31）代入數值，得出：=4482N。滾動支承的計算方法與滾動軸承的計算類似，以在一定載荷下運行，96%的支承不發生點蝕為依據，這個載荷就是額定載荷。運行的距離就稱為支承的額定壽命。對于滾動體為滾珠的滾動支承，額定壽命為50kM。[4]表11 、和對Z軸滑塊的作用力合力支反力/N、1273/4=552=2640=768427= 2401398側向力/N、735/400=105612=9688滾動支承的預期壽命，除了與額定動載荷和導軌的實際工作載荷有關之外，還與導軌的硬度、滑塊部分的工作溫度和每根導軌上的滑塊數有關。計算過程如下： （32）式中，—滾動支承的預期壽命，kM，一般取50；—額定動載荷，N；—滑塊A的工作載荷，N；—硬度系數、溫度系數、接觸系數和載荷系數，見表12.根據表12，分別取=，=，=，=，將各參數值代入式（32），得：。在保證選用的導軌副滿足動載荷要求的前提下，還應保證滿足靜載荷要求，滾動導軌靜載能力計算如下：C0≥fsP0 （33）式中，P0—滾動功能部件在垂直于運動方向所受最大靜載荷； C0—基本額定靜載荷，kN；fs—靜態安全系數，考慮啟動和停止時慣性力對P0的影響，見表13。表12 直線滾動導軌硬度、溫度、接觸和載荷系數[4]硬度硬度HRC59645550硬度系數fH溫度溫度100150200溫度系數fT接觸滑塊數234接觸系數fc載荷載荷速度/m/min無沖擊振動≤15輕沖擊振動15~60有沖擊振動60載荷系數fw1~~2~表13 靜態安全系數fs運動條件載荷條件fs的下限值不經常運動情況沖擊小、導軌撓曲變形小時~有沖擊、扭曲載荷作用時~普通運動情況普通載荷、導軌撓曲變形小時~有沖擊、扭曲載荷作用時~由于存在扭曲載荷，取fs=，查表11，知P0=4278N，故代入數值，可得：C0≥10695N≈。根據以上動靜載荷要求，查《機械設計手冊》進行選型，考慮選用南京工藝裝備制造廠GGB20AA型直線滾動導軌，其額定動載荷=，額定靜載荷C0=，滿足使用要求，選用3級精度，中預加載。（1）扭轉剛度計算[3]對于鋼的抗扭剛度，有如下量綱公式： KTSP=dsp4L (34)式中，L—軸承支承距離，mm；dsp—絲杠底徑，mm。 （35）式中量綱： KTS（），（mm），（mm），L（mm）。代入數值，得： KTS=2602。（2）拉壓剛度計算拉壓剛度按下式計算： （36）式中量綱： KS（），（mm），L（mm）。代入數值，得： KS257（3）總剛度的計算對“雙推—支承”絲杠支承方式進行剛度等效。設螺母位于中點位置，于是有： （37） 系統的總剛度按下式計算： （38）式中，—系統總剛度，；—軸承剛度，；—拉壓剛度，；—絲桿螺母剛度，；—扭轉剛度，；—螺母座剛度。取螺母座的剛度=1000，其余剛度根據以上計算結果得出，或在已選元件的技術參數中查得。代入各項剛度值，得：=217。（4）確定機械諧振頻率機械傳動部件的諧振頻率： （39）式中，—機械諧振頻率，rad/s；—工作臺質量，kg。代入數值，得：=1203rad/s。采用常規的比例位置調節，為使機械傳動部件的動態性能不影響系統的動態性能，應滿足如下關系： （40）式中，—電氣驅動部件的諧振頻率，此處取450rad/s進行計算。計算得=，符合式（41）的要求。[3]臨界轉速nc(r/min): （41）式中，—絲杠底徑，mm；—絲杠支承距離，mm；—與支承方式有關的臨界轉速系數，見表7。代入數值，得，=16850r/min2500r/min，說明臨界轉速遠大于實際轉速，滿足要求。[3][4]為使進給伺服系統的進給執行部件具備快速響應能力，需要使電機軸慣量與進給負載慣量有合理的匹配關系，通常電機慣量和折算至電機軸的負載慣量要滿足以下關系：