GMF-1龍門立式加工中心X軸的設計SW三維及3張CAD圖

GMF-1龍門立式加工中心X軸的設計SW三維及3張CAD圖,GMF,龍門,立式,加工,中心,設計,SW,三維,CAD 目錄 X軸設計 1 1.1GMF構(gòu)成 1 1.2設計依據(jù) 1 1.3總體方案設計 1 第二章 設計計算 2 2.1主切削力及其切削分力計算 2 2.2 導軌摩擦力的計算 3 2.3滾珠絲桿螺母副及軸承選型號 3 2.3.1計算滾珠絲杠螺母副的軸向力 3 2.4滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算 4 2.5滾珠絲桿螺母副的承載能力校驗 10 2.5.1滾珠絲桿螺母副臨界壓縮載荷的校驗 10 2.5.2滾珠絲桿螺母副臨界轉(zhuǎn)速的校驗 10 第四章 驅(qū)動電動機的選型 12 4.1驅(qū)動電動機的選型與計算 12 4.1.1計算折算到電動機軸上的負載慣量 12 4.1.2計算折算到電動機軸上的負載力矩 12 4.1.3選擇驅(qū)動電動機的型號 13 第四章 總結(jié) 15 參考文獻 16 致謝 17 II X軸設計 1.1GMF構(gòu)成 GMF龍門立式加工中心結(jié)構(gòu)如圖1所示，機床立柱固定在底座上，工作臺在底座上做前后方向（Y方向）運動，主軸箱在鞍座帶著主軸箱在立柱上做左右方向（X方向）運動，主軸箱在鞍座上做上下方向（Z 立柱方向）運動。 1.2設計依據(jù) 工作臺（長×寬）為2200×1100mm，門寬1300mm，X軸行程為2000mm，X軸最大快進速度12m/min，定位精度0.021mm，重復定位精度0.02mm，主軸馬達功率15KW。 1.3總體方案設計 采用伺服電機驅(qū)動用滾珠絲杠將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為橫向移動，對滾珠絲杠螺母副采用預緊措施，并對滾珠絲杠進行預拉伸，采用膜片彈性聯(lián)軸器將伺服電動機與滾珠絲杠直連。 18 第二章 設計計算 2.1主切削力及其切削分力計算 1、主切削力 查GMF龍門立式加工中心的技術參數(shù)可知，最大刀具直徑100mm，其主軸轉(zhuǎn)速為240r/min，當機床在該參數(shù)下滿載運行時，主軸具有最大扭矩，并能傳遞主軸電機的全部功率。工作臺承重800kg（所受重力W=8000N）。銑刀的切削速度為 機床主軸傳動系統(tǒng)的機械效率，主軸電機功率PE=15kw，則主切削力為 各切向分力 由表2-1工作臺工作載荷與切向切削力的經(jīng)驗比值可計算出工作臺縱向切削力F1、橫向切削力FC和垂直切削力FV分別為 表2-1 工作臺工作載荷與切向切削力的經(jīng)驗比值 2.2 導軌摩擦力的計算 1、切削狀態(tài)下的導軌摩擦力 工作臺導軌選用矩形導軌，在與與之相配合的導軌動面上貼聚四氟乙烯導軌板，則導軌動摩擦系數(shù)為μ=0.15，由表2-2鑲條緊固力推薦值查得 表2-2 鑲條緊固力推薦值 2、 切削狀態(tài)下的導軌摩擦力和導軌靜摩擦力 2.3滾珠絲桿螺母副及軸承選型號 在半閉環(huán)控制方式中,?機床定位精度很大程度上取決于滾珠絲桿的精度,?其中絲絲桿的導程誤差對機床定位精度的影響最明顯。因此根據(jù)機床定位精度要求,?首先確定絲桿導程精度,?再根據(jù)機床行程、快速移動速度、承載要求,?確定絲桿軸長、導程和直徑。絲杠型號確定后根據(jù)其軸徑可選擇軸承型號。 2.3.1計算滾珠絲杠螺母副的軸向力 1、 計算最大軸向負載力 2、 計算最小軸向負載力 2.4滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算 1、確定滾珠絲杠的導程 根據(jù)已知條件，取電動機的最高轉(zhuǎn)速，則絲杠導程為 2、計算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速和平均載荷Fm （1）估算在各種切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷 現(xiàn)將強力切削時的軸向載荷定為最大軸向載荷，快速移動時的軸向載荷定為最小軸向載荷。一般粗加工和精細加工時，滾珠絲杠螺母副的軸向載荷F2、F3分別按下列公式計算： ， 計算結(jié)果如表2-3所示 表2-3 龍門立式加工中心滾珠絲杠計算 切削方式 軸向載荷/N 進給速度（m/min） 時間比列q（%） 備注 強力切削 7621.3 10 粗加工 3174.3 30 精加工 2031.1 50 快速移動 1650 10 （2） 計算滾珠絲杠螺母副在各種切削力作用下的轉(zhuǎn)速 （3）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速 （4）計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷 （5） 計算滾珠絲杠額定動載荷 從表2-4中查得載荷性質(zhì)系數(shù)為1.3。初步選擇滾珠絲杠的精度等級為2級，由表2-5查得精度系數(shù)為1，由表2-6查得可靠性系數(shù)為0.44，機床設計的額定壽命，則滾珠絲杠額定動載荷為 表2-4載荷性質(zhì)系數(shù) 表2-5 精度系數(shù) 表2-6 可靠性系數(shù) （6） 計算滾珠絲杠的最大軸向載荷 因?qū)L珠絲杠螺母副實施預緊，由表2-7查得遇見愛動載荷系數(shù)為4.5，則滾珠絲 杠螺母副的最大軸向載荷為 表2-7 欲加動載荷系 （7）確定滾珠絲桿預期的額定動載荷。 取其最大值，即=53221.4N 3、按精度要求確定允許的滾珠絲桿的最小螺紋底經(jīng) （1）估算允許的滾珠絲桿的最大軸向變形。 已知工作臺的定位精度為21，重復定位精度為20，根據(jù)公式重復定位精度和定位精度以及定位精度和重復定位精度的要求，得 ， 取二者較小值，。 （2）估算允許的滾珠絲桿的最小螺紋底經(jīng)。 本機床工作臺（X）軸滾珠絲桿螺母副擬采用兩端固定式的安裝方式。滾珠絲桿螺母副的兩個固定支承之間的距離為L=行程+安全行程+2×余程+螺母長度+支承長度≈（1.2～1.4）行程+（25～30） 取L=1.4×行程+30=（1.4×2000+30×10）mm=3100mm，又=16600N，由式 得 5）初步確定滾珠絲桿螺母副的規(guī)格型號 根據(jù)計算所得的、，初步選擇FFZD型內(nèi)循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲桿螺母副FFZD5005-3，其公稱直徑、基本導程、額定動載荷，絲杠底徑分別為： ， , ， 符合要求。 6）由式確定滾珠絲桿螺母副的預緊力 7）計算滾珠絲桿螺母副的目標行程補償值和預拉伸力 (1)按式計算目標行程補償值 其中---目標行程補償值； ---溫度變化值（），一般情況下為2~3； ---絲桿的線膨脹系數(shù)（1/）,一般情況下為； ---滾珠絲桿副的有效行程。 已知溫度變化值，絲桿的線膨脹系數(shù)，滾珠絲桿副的有效行程 =工作臺行程+安全行程+2×余程+螺母長度 =（2000+100+2×20+146）mm=2286mm, 故 (2)按式計算滾珠絲桿的預拉伸力。 已知滾珠絲桿螺紋底徑，滾珠絲桿的溫度變化值，則 8)確定滾珠絲桿螺母副支承用軸承的規(guī)格型號 （1）按式計算軸承所承受的最大軸向載荷。 (2)計算軸承的預緊力 計算軸承的當量軸向載荷 (4)按式計算軸承的基本額定動載荷。 已知軸承的工作轉(zhuǎn)速，軸承所受的當量軸向載荷，軸承的基本額定壽命。軸承的徑向載荷和軸向載荷分別為 因為，所以查表2-8得，徑向系數(shù)X=1.9，軸向系數(shù)Y=0.54，故 表2-8 載荷系數(shù) 組合列數(shù) 2列 3列 4列 承載列數(shù) 1列 2列 1列 2列 3列 1列 2列 3列 4列 組合形式 DF DT DFD DFD DTD DFT DFF DFT DTT X 1.9 --- 1.43 2.33 --- 1.17 2.33 2.53 --- Y 0.54 --- 0.77 0.35 --- 0.89 0.35 0.26 --- X 0.92 0.92 0.92 0.02 0.02 0.92 0.92 0.92 0.92 Y 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 (5)確定滾動軸承的規(guī)格型號 由于滾珠絲桿螺母副擬采取預拉伸措施，所以選用60°角接觸球軸承組背對背安裝。由于滾珠絲桿的螺紋底徑為46.4mm，所以選擇軸承的內(nèi)徑為45mm。 在滾珠絲桿的兩個固定端均選擇角接觸球軸承兩件一組背對背安裝，組成滾珠絲桿的兩端固定支承方式。軸承的型號為S7309，尺寸（內(nèi)徑×外徑×寬度）為45mm×100mm×25mm，選擇脂潤滑。該軸承的預載荷能力為2250N，大于計算所得的軸承預緊力=1438.2N。并在脂潤滑狀態(tài)下的極限轉(zhuǎn)速為2600r/min，大于滾珠絲桿的最高轉(zhuǎn)速，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為=32000N，而該軸承在20000h工作壽命下的基本額定動載荷=42985.1N，也滿足要求。 2.5滾珠絲桿螺母副的承載能力校驗 2.5.1滾珠絲桿螺母副臨界壓縮載荷的校驗 本滾珠絲桿支承方式采用預拉伸結(jié)構(gòu)，絲桿受拉而不受壓，所以，不存在壓桿不穩(wěn)定。 2.5.2滾珠絲桿螺母副臨界轉(zhuǎn)速的校驗 由以上的計算可得滾珠絲桿螺母副臨界轉(zhuǎn)速的計算長度=2166mm。已知彈性模量，材料密度，重力加速度，安全系數(shù)。查參考文[1]表2-9得。 則： 滾珠絲桿的最小慣性矩為 滾珠絲桿的最小截面積為 故可由式 得 本絲桿螺母副的最高轉(zhuǎn)速為1500r/min，遠遠小于其臨界轉(zhuǎn)速，故滿足要求。 表2-9 與支撐方式有關的系數(shù) 支撐方式 f 一端固定一段自由F-O 0.25 1.875 3.4 一端固定一段游動F-S 2 3.927 15.1 二段固定F-F 4 4.73 21.9 1.3.3滾珠絲桿螺母副額定壽命的校驗 滾珠絲桿螺母副的疲勞壽命。它是指一批尺寸、規(guī)格、精度相同的滾珠絲桿在相同的條件下回轉(zhuǎn)時，其中90％不發(fā)生疲勞剝落的情況下運轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)速。查參考文獻[1]附錄A表A-3得滾珠絲桿的額定動載荷，運轉(zhuǎn)條件系數(shù)，滾珠絲桿的軸向載荷，滾珠絲桿 螺母副轉(zhuǎn)速,由式，得： 一般來講，在設計數(shù)控機床時，應保證滾珠絲桿螺母副的總時間壽命，故滿足要求。  第四章 驅(qū)動電動機的選型 4.1驅(qū)動電動機的選型與計算 4.1.1計算折算到電動機軸上的負載慣量 （1）計算滾珠絲杠的轉(zhuǎn)動慣量。 滾珠絲杠的密度，可得 （2）計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動量。 （3）計算折算到電動機軸上的移動部件的轉(zhuǎn)動慣量。 已知機床執(zhí)行部件（即工作臺、工件、夾具）的總質(zhì)量，電動機每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行部件在軸上移動的距離,則由式得 （4）由式計算加在電動機軸上總的負載轉(zhuǎn)動慣量。 4.1.2計算折算到電動機軸上的負載力矩 （1）計算切削負載力矩。 已知在切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力，電動機每轉(zhuǎn)一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離，進給傳動系統(tǒng)總效率，由式得 （2）計算摩擦負載力矩 已知在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力），由式得 （3）計算由滾珠絲杠的預緊而產(chǎn)生的附加負載力矩。 已知滾珠絲杠螺母副的預緊力，滾珠絲杠螺母副的基本導程，滾珠絲杠螺母副的效率，由式得 4.1.3選擇驅(qū)動電動機的型號 通過以上計算和查參考文獻[1]表2-47，選擇交流伺服電動機為日本FANUC公司生產(chǎn)的型驅(qū)動電動機。主要參數(shù)如下:額定功率5kw；最高轉(zhuǎn)速3000r/min；額定力矩12；轉(zhuǎn)動慣量；質(zhì)量?，F(xiàn)按5倍計算額定力矩，電動機的加速力矩為60，均大于本機床工作臺的線性加速時所需的空載啟動力矩以及階躍加速時所需的驅(qū)動，本電動機均滿足要求。 （2）慣量匹配驗算。 系統(tǒng)的負載慣量與伺服電動機的轉(zhuǎn)動慣量之比一般應滿足式而在本設計中： 故滿足慣量匹配要求。  第四章 總結(jié) 本設計根據(jù)題目要求，對GMF-1龍門立式加工中心X軸進行了設計，在參考已有相關產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的基礎上，以機械設計、機械原理、機械設計制造理論等課程為設計支柱，對GMF-1龍門立式加工中心X軸進行了設計。主要設計內(nèi)容如下： 1.設計了GMF-1龍門立式加工中心X軸的總體方案，設計的由伺服電機驅(qū)動，滾珠絲杠進行動力傳遞。 2.對甘滾珠絲杠螺母副和軸承進行了選型計算，并對其可靠性進行了驗算。 3. 利用solid works三維軟件繪制了三維模型，并對關鍵部件繪制了二維圖紙。 參考文獻 [1] 孫宏昌.華中數(shù)控系統(tǒng)裝調(diào)與實訓.北京:機械工業(yè)出版社,2012. [2] 范超毅，趙天嬋等.數(shù)控技術課程設計.武漢:華中科技大學出版社,2006. [3] 唐小奇，徐建春.華中數(shù)控系統(tǒng)電氣聯(lián)接與控制手冊.北京:機械工業(yè)出版社,2012. 19 致謝 本設計是在xx老師的悉心指導下完成的，從最初的選定設計題目直到現(xiàn)在設計的完成，花費了老師很多時間和精力，在此，謹向xx老師表達我最衷心的感謝并致以崇高的敬意，感謝您在百忙之中對我畢業(yè)設計的悉心指導。感謝梧州學院對我大學期間的培養(yǎng)，讓我擁有了立足社會的基本技能，在此也祝母校越辦越好，為社會培育更多的人才。感謝大學四年來教我各科課程的所有老師，感謝你們的付出，為我們打下扎實的專業(yè)知識基礎。感謝班級的同學、室友，能和你們一起度過大學時光真好。感謝家人朋友在我遇到困難時對我的幫助和支持，有你們一路相伴，我的人生變得幸福美滿。正是因為有了你們的支持和鼓勵，此次畢業(yè)設計才會順利完成。