立式高速銑削加工中心縱向進給機構設計5張CAD圖
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Ｖ－６型高速立式加工中心縱向進給機構設計
摘要
隨著科學與技術的發(fā)展，加工技術在世界的工業(yè)范圍內(nèi)都有了顯著的提高。而我國以加工中心為代表的高自動化，高附加值，高利潤的機床產(chǎn)品卻遠遠落后于世界機床同行，隨著我國經(jīng)濟的持續(xù)發(fā)展，機床行業(yè)的全球化以及在政府加強自主知識創(chuàng)新舉措的鼓勵下，投資開發(fā)加工中心等高檔機床的時機趨于成熟。
本次設計是設計銑床的 X 軸進給系統(tǒng)。首先，了解銑床的結構，確定方案，對滾珠絲杠，軸承，軸承座，步進電機，滾動導軌等零件進行設計計算，并繪制了相關的零件圖以及該立式加工中心縱向進給機構的裝配圖。
本文根據(jù)立式加工中心的快速進給速度、主軸轉速、最大載荷、切削進給速度、行程、主軸馬力及精度要求對滾珠絲杠副進行了選型設計計算，然后進行了電機及滾動導軌的選型計算。
關鍵詞：立式加工中心 縱向進給機構 滾珠絲杠 滾動導軌 伺服電機
IV
ABSTRACT
With the development of science and technology, within the scope of industrial processing technology in the world have improved significantly.And our country represented by machining center of high automation, high value-added, highly profitable machine tools product is far behind the peers.With the sustainable development of China's economy, machine tool industry globalization and the government strengthen intellectual innovation encouragement, the timing of the investment in the development of machining centers and other high-end machine tools tend to be more mature.
This design is the design of milling machine X axis feed system.First of all, understanding the structure of the milling machine, determine the solution.Of ball screw, bearing, bearing seat, step motor, rolling guide parts such as design and calculation, and draw the relevant part drawing and the assembly drawing of the vertical machining center longitudinal
Based on the vertical machining center of fast feed rate and spindle speed, maximum load and cutting feed speed, stroke, main shaft horsepower and accuracy requirements of ball screw pair type selection design calculation, and then the motor and the selection of rolling guide.
Keywords: Vertical machining center longitudinal feed ball screw rolling guide servo motor
目錄
摘要 I
ABSTRACT II
第 1 章 緒論 1
1.1 課題研究的背景和意義 1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1
1.2.1 高速立式加工中心在國內(nèi)外發(fā)展狀況 1
1.2.2 立式加工中心的特點 2
1.2.3 加工中心的發(fā)展趨勢 2
1.3 課題研究內(nèi)容 3
第 2 章 縱向進給機構總體方案設計 4
2.1 總體設計方案 4
2.2 縱向進給機構所需要的主要部件 4
2.2.1 滾珠絲杠螺母副 4
2.2.2 其它支撐組件 6
2.2.3 電動機 6
2.2.4 滾動直線導軌 7
2.2.5 聯(lián)軸器 7
2.3 本章小結 8
第 3 章 縱向進給機構詳細設計 9
3.1 基礎轉速、載荷計算 9
3.2 滾珠絲杠副的選擇設計計算 10
3.2.1 切削力計算 10
3.2.2 滾珠絲杠螺母副的選型 11
3.3 電動機的選型計算 26
3.3.1 交流伺服電動機容量的選擇原則 26
3.3.2 交流伺服電動機的選擇計算 27
3.4 導軌的選型計算 31
3.4.1 導軌的設計程序及內(nèi)容 31
3.4.2 滾動導軌的壽命計算 31
3.5 其他組件設計 35
3.6 本章小結 35
第 4 章 總結與展望 36
4.1 總結 36
4.2 展望 36
致謝 38
參考文獻 39
XXXXX
第 1 章 緒論
1.1 課題研究的背景和意義
過去，我國傳統(tǒng)機床在制造行業(yè)和加工裝備行業(yè)在絕大部分，而且半數(shù)以上是役齡在 10 年以上的舊式機床，用這種舊的加工裝備加工出來的產(chǎn)品在國內(nèi)外市場上缺乏競爭能力，直接影響到了一個企業(yè)的生存發(fā)展，所以必須大力提高機床的數(shù)控化率。數(shù)控機床和傳統(tǒng)機床相比，有以下幾方面的突出優(yōu)越性，由于計算機可以快速準的計算出每一個坐標軸瞬時運動需要的運動量，因此可以隨意復合成復雜的曲線或曲面；能夠?qū)崿F(xiàn)加工的自動化，從而效率可以比傳統(tǒng)機床提高好幾倍；由于計算機有記憶和存儲的能力，可以將輸入的程序記住并存儲下來，再按照程序規(guī)定的順序自動去執(zhí)行；加工零件的精度比較搞而且尺寸分散度小，使裝配變得容易，從而可實現(xiàn)多工序的集中，減少了零件在機床間的頻繁搬運；擁有自動報警、自動監(jiān)控、自動補償?shù)榷喾N自律功能，所以操作比較方便，可實現(xiàn)長時間無人看管加工。隨著經(jīng)濟的發(fā)展，客戶需求日益多樣化，大批量的生產(chǎn)方式將逐漸被柔性化，
模塊化的生產(chǎn)方式所取代。因而,企業(yè)對制造裝備提出的要求也越來越高，柔性化的數(shù)控加工設備也將慢慢成為裝備制造業(yè)發(fā)展的主流[1] 。將立式數(shù)控加工中心的設計作為畢業(yè)設計題目，使我們即將畢業(yè)的大學生能夠更深入地學習和掌握社會發(fā)展所需要的前沿知識，也迎合了裝備制造業(yè)發(fā)展趨勢，為我們步入社會做進一步的準備。研究開發(fā)高性能的伺服進給系統(tǒng)是數(shù)控加工中心設計成敗的關鍵因素之一，立式加工中心進給系統(tǒng)是以加工中心移動部件的位置為控制量的自動負反饋控制系統(tǒng)[6] 。它根據(jù)數(shù)控裝備發(fā)出的電脈沖信號指令，使機床主軸、工作臺等部件按規(guī)定的運動方向、運動速度及要求的位置做出相應的移動，并對其定位精度加以控制。立式加工中心的縱向進給機構是立式加工中心伺服進給系統(tǒng)的重要組成部分，對實現(xiàn)立式加工中心高精度、高可靠性和高穩(wěn)定性的要求具有極其重要意義[4] 。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢
1.2.1 高速立式加工中心在國內(nèi)外發(fā)展狀況
41
自高速切削概念被提出以后, 高速切削技術的發(fā)展經(jīng)歷了理論探索階段, 初步應用階段和成熟應用階段。特別是在 20 世紀 70 年代后,很多工業(yè)發(fā)達國家相繼投入大量的人力、物力、財力來研究開發(fā)高速切削技術,發(fā)展日新月異,很多國家尤其是德國、美國、英國和日本等制造強國紛紛走向了世界前列。由于高速切削突破了切削力、切削熱等難題, 并且在新刀具材料和工藝技術上也慢慢取得了新的進展， 所以高速加工中心快速的發(fā)展起來。高速機床的功能部件發(fā)展很快，如滾珠絲杠副、主軸、精密軸承、換刀裝置、各種氣動、液壓件及直線導軌部件等。我國對高速機床研制雖然起步比較晚, 但也相繼取得了一些的成果。但與世界先進水平相比, 我國高速機床的生產(chǎn)研發(fā)還存在一定的差距。國內(nèi)廠商生產(chǎn)的高速機床其功能部件大部分都是引進國外先進技術, 具有自主知識產(chǎn)權的功能部件比較少。雖然在某些技術領域取得了較高的發(fā)展水平，走在了前列, 但是如何將這些先進技術產(chǎn)業(yè)化、市場化卻是一個難題，阻礙著我國高速數(shù)控機床的發(fā)展。
1.2.2 立式加工中心的特點
1、高剛性結構
2、優(yōu)良制造
3、高精密剛性主軸
4、定位精度非常高
5、高效、可靠的自動換刀裝置
6、采用高可靠度配套元件
7、機電一體化設計
1.2.3 加工中心的發(fā)展趨勢
數(shù)控技術的應用給傳統(tǒng)制造業(yè)帶來了革命性的變化，使制造業(yè)逐漸成為工業(yè)化的重要標志，隨著數(shù)控技術的不斷發(fā)展，它對國家一些重要的民生行業(yè)，如 IT、輕工、醫(yī)療、汽車等行業(yè)的發(fā)展也發(fā)揮了重要的作用，因此這些行業(yè)所需裝備的信息化也將成為現(xiàn)代化發(fā)展的大趨勢。
從用戶需求上來看，立式加工中心的要求更加趨于多種小批量的生產(chǎn)，要求加工機械設備能夠適應工序集中導致的生產(chǎn)加工變化。由于對產(chǎn)品制造和對生產(chǎn)體系
的看法正在發(fā)生著根本性的轉變，對此新生的生產(chǎn)體系對能形成柔性線的小型機種有一定需求。生產(chǎn)機床的廠家一邊追求高速、高精度，另一邊致力于如何使機型小型化及低成本化，因此，此類產(chǎn)品開發(fā)重點在于機體的小型化，適應形成柔性線體系化。從技術開發(fā)動向上來看，主要在提高主軸轉速，進給速度，精密度，對應熱變位，模塊化等體現(xiàn)出來。其中，作為機床基礎課題高速化研究也不斷取得新的研究成果。
1.3 課題研究內(nèi)容
畢業(yè)設計（論文）題目：V-6 型立式高速加工中心縱向進給機構設計,畢業(yè)設計
（論文）工作內(nèi)容（從專業(yè)知識的綜合運用、論文框架的設計、文獻資料的收集和應用、觀點創(chuàng)新等方面詳細說明）：本課題擬根據(jù)現(xiàn)代機械行業(yè)對高速鉆銑加工的需求，針對 V-6 型高速加工中心的設計功能需求，開展縱向進給機構的設計工作。具備機械原理、機械制造技術基礎、機械設計、互換性與公差測量、進行必要的設計計算和校核、結構設計。
技術要求：X 軸工作臺行程 600mm，X 軸快速進給 60m/min。具體工作內(nèi)容：
查閱與課題有關文獻資料 20 篇以上，在分析 V-6 型高速立式加工中心設計功能
要求基礎上，研究其縱向進給機構總體設計方案，在收集整理消化和理解立式高速立式加工中心的結構原理基礎上，進行課題文獻綜述，明確驅(qū)動機構相關指標參數(shù)， 進行課題總體設計研究，編寫開題報告，縱向進給機構設計計算，對運動部件進行有關力的計算基礎上，進行以下設計，伺服電機參數(shù)計算與選型，滾珠絲杠副的設計、計算、校核與選擇，滾動導軌副的設計、計算、校核與選擇，其它相關零件的選型及計算。加工中心底座的結構設計（底座、立柱、進給機構、工作臺的結構設計），裝配圖和零件圖繪制：折合 3 張 A1，用 CAD 繪圖；設計說明書一份（1-1.5 萬字，要求電腦打印，說明書組成包括，中外文摘要及關鍵詞、目錄、正文、主要參考文獻，致謝和附錄等，具體格式參照學院畢業(yè)設計(論文)工作管理規(guī)定）。
第 2 章 縱向進給機構總體方案設計
2.1 總體設計方案
為保證傳動系統(tǒng)有一定的傳動精度和平穩(wěn)性以及結構的緊湊，采用滾珠絲杠螺母傳動副。由于本次設計為高速立式加工中心且行程較大，所以采用兩端固定支承的方式。為提高傳動系統(tǒng)的剛度，消除間隙，采用有預加載荷的結構。由于工作臺運動部件的自身重量和工作載荷不大，可選用滾動直線導軌副，從而減小運動部件與工作臺的摩擦系數(shù)，提高了運動的平穩(wěn)性，有效消除了低速無爬行的現(xiàn)象。根據(jù)主軸轉速、快速進給速度及反應速度的要求，對電機選型。由于本課題是對立式加工中心縱向進給機構進行設計，而加工中心具有高速、響應速度快的特點，所以選用交流伺服電動機?？紤]到結構的緊湊性，采用直連式傳動。縱向進給機構原理圖如圖 2-1。
圖 2-1 縱向進給機構原理圖
2.2 縱向進給機構所需要的主要部件
2.2.1 滾珠絲杠螺母副
1、滾珠絲杠螺母副的結構
滾珠絲杠螺母副具有啟動無顫振、靜摩擦因數(shù)與動摩擦因數(shù)幾乎相等，低速運轉時沒有爬行現(xiàn)象，壽命長，精度高，可以消除間隙，提高系統(tǒng)剛度等優(yōu)點。應用滾珠絲杠螺母副可以在很大程度上提高定位精度，進給系統(tǒng)的響應速度以及防止低速時爬行的現(xiàn)象產(chǎn)生。如圖 2-2。
圖 2-2 絲杠螺母副結構圖
當螺母 1 和絲杠 3 裝配在一起時形成了滾珠的螺旋滾道?；刂閺澒?4 在螺母上， 將幾圈螺旋滾道的兩端連接起來，從而構成封閉循環(huán)滾道，滾珠 2 裝在滾道內(nèi),當絲杠 3 旋轉時，滾珠 2 在滾道內(nèi)沿滾道循環(huán)轉動和自轉，因而迫使螺母（或絲杠）作
軸向移動。如圖 2-3。 1
圖 2－3 絲杠螺母運動示意圖
1－螺母；2－滾珠；3－絲杠；4－回珠彎管
2、滾珠絲杠螺母副軸向間隙調(diào)整
螺母副軸向間隙指當螺母和絲杠沒有相對轉動時，螺母和絲杠之間最大的軸向竄動量。這個量是施加軸向載荷后，發(fā)生彈性形變所造成的竄動，運動結構本身間隙的疊加,要想完全消除軸向間隙比較困難，為盡可能消除間隙，通常采用雙螺母結構預緊,一般有雙螺母齒差調(diào)隙式,雙螺母墊片調(diào)間隙式等。
(1) 雙螺母墊片調(diào)間隙式
采用雙螺母墊片可以修磨墊片的厚度，使左右兩邊的螺母產(chǎn)生軸向位移，從而產(chǎn)生預緊力，消除了軸向間隙。這種調(diào)整方法結構簡單和裝拆方便，但它需要多次修磨才能完全調(diào)整好，調(diào)整的精度也比不上齒差間隙式的調(diào)整精度。本設計采用滾
珠絲杠傳動，其啟動時無顫振、靜動摩擦因數(shù)幾乎相等、低速運轉時沒有爬行現(xiàn)象， 壽命長、精度高，可以消除間隙、提高系統(tǒng)的剛度，可以很好地滿足設計的要求。
(2) 雙螺母齒差調(diào)隙式
采用的兩個螺母兩外齒輪分別與兩端相應的內(nèi)齒圈相嚙合,在兩端的螺母凸緣上加工兩螺母的外齒輪，而且齒數(shù)相差為一。內(nèi)齒圈緊固在螺母座上，預緊時,脫開內(nèi)齒圈，兩個螺母同向轉過相同齒數(shù)，然后合上內(nèi)齒圈。兩個螺母變化相對的軸向位置,實現(xiàn)預緊力和間隙的調(diào)整。
3、滾珠絲杠螺母副的支承方式
高速立式加工中心進給系統(tǒng)有很高的傳動剛度要求，除要加強滾珠絲杠螺母副自身剛度外，滾珠絲杠螺母副支承結構的剛度也要重視。可以增大螺母座與機床接觸面積，從而提高螺母座局部剛度和接觸剛度，螺母座也應有所加強，以降低受力后產(chǎn)生的變形。其中，此設計為高速立式加工中心，且行程為 600mm, 因此，采用兩端固定支承方式，這樣可以達到較高剛度要求。
2.2.2 其它支撐組件
1、軸承
軸承在機械傳動中起固定和減小載荷系數(shù)的作用。當其它機件在軸上發(fā)生相對運動時，可以降低動力傳遞過程中的摩擦系數(shù)和保持軸中心位置。軸承是當代機械設備中舉足輕重的一種零部件，它主要是用來支撐機械旋轉體，降低設備在傳動中的載荷摩擦系數(shù)。按運動元件的摩擦性質(zhì)不同來分，可分為滾動軸承與滑動軸承。
這次設計中采用的是滾動軸承，背對背 60 0C 角接觸推力球軸承。2、軸承座
軸承座主要是用來支撐軸承的，使軸承的內(nèi)圈轉動，外圈保持不動，始終與傳動的方向保持一致（比如電機運轉方向），并且保持平衡。 這次設計中根據(jù)軸承可以選擇型號為 FK30 的固定端軸承座。
2.2.3 電動機
MINAS A4 系列全數(shù)字化交流伺服系統(tǒng)，該系統(tǒng)響應速度快、精度高，是目前體積最小、重量最輕的交流伺服系統(tǒng)產(chǎn)品之一。系統(tǒng)具備的特點如下：
⑴自動調(diào)整
①高性能實時自動調(diào)整增益；
②根據(jù)負載慣量變化，從低剛性到高剛性都能自動調(diào)整增益；
③具備異常速度檢測功能，能將運動過程中產(chǎn)生的異常速度調(diào)整到正常速度。
⑵高速高響應
無論是易產(chǎn)生共振的傳送帶驅(qū)動機械，還是高剛性絲杠傳動機械，都能用高性能的自動調(diào)整功能實現(xiàn)高速定位。
⑶低振動
①根據(jù)機械共振頻率的不同可以自動調(diào)整限波濾波器頻率；
②可以控制由共振頻率變化和機械不穩(wěn)定而發(fā)生的噪聲；
③內(nèi)置不同于自適應濾波器，具有兩個獨立通道的濾波器；
④內(nèi)置兩個通道振動抑制濾波器，能夠抑制剛性較低的機械在啟動和停止時產(chǎn)生的振動。
2.2.4 滾動直線導軌
導軌主要用來支撐和引導運動的部件，使其能夠沿一定軌道運動。動導軌相對于支撐導軌運動，通常是直線運動，導軌是進給系統(tǒng)重要組成部分，是機床的基本結構要素。機床導軌的質(zhì)量很大程度地影響著機床加工精度和使用壽命，數(shù)控機床對導軌基本要求有以下幾個方面：
(1) 酎磨性能好； (2)導向精度高；
(3) 良好的摩擦特性； (4)工藝性能好；
(5)足夠的剛度。
滾動導軌特別適用于運動靈敏及定位精度高的場合。所以，滾動導軌在數(shù)控機床上得到了較為廣泛的應用。所以，此次設計采用滾動導軌。
2.2.5 聯(lián)軸器
彈性元件的撓性聯(lián)軸器具有有彈性元件，能夠補償兩軸間的相對位移，并且具有緩沖減振的能力，彈性元件所儲蓄的能量越多，聯(lián)軸器緩沖能力相應越強，彈性
滯后性能和彈性變形時零件間摩擦功也越大、則聯(lián)軸器減振能力就會越好，因為機床運動會有較大的速度波動，短時間內(nèi)的加速、減速，都會有較大沖擊，且此立式加工中心為高速，故采用撓性聯(lián)軸器。
2.3 本章小結
在本章中，完成了總體的設計方案的確定、工作臺的設計、導軌的設計、滾珠絲杠的設計和其他零件設計，通過了對這章的整理，使我對立式高速加工中心有了更全面立體的認識，通過對各個零件的選擇，對縱向進給系統(tǒng)機構有了更加全新的認識。
第 3 章 縱向進給機構詳細設計
3.1 基礎轉速、載荷計算
本次設計是設計高速立式加工中心的 X 軸進給系統(tǒng)。首先，得了解高速立式加工中心的結構，確定方案。其次，選擇滾珠絲杠、伺服電機、螺母、軸承和軸承座等零件， 來達到提高傳動精度，減小加工誤差的目的。本次設計的結果可以順利達到設計任務的要求，完成 X 軸方向的運動。本次設計 V-6 型高速立式加工中心的主要參數(shù)見表 3.1。
表 3.1 設計主要參數(shù)
V-6 型高速立式加工中心的主要參數(shù)
主軸轉速
1000rpm
快速進給速度
X=48m/min
工作臺行程
X=600mm Y=400mm
工件及夾具最大重量
300kg
工作臺重量
320kg
工作臺尺寸
700×420×71
主軸馬力
5.5kw
三軸切削進給速度
1~10000mm/min
工作臺導軌的摩擦系數(shù)μ
0.1
靜摩擦因素μ0
0.2
定位精度
20um/300mm
全行程
6um
重復定位精度
12um
要求壽命
1000 小時（單班制工作十年）
3.2 滾珠絲杠副的選擇設計計算
3.2.1 切削力計算
以Ф100 端銑刀不對稱逆銑為例分析受力
F = PE g·hm ′103 (N )
Z v
（3-1）
式中： FZ :銑刀的切向切削力，N
PE ：主軸電機功率，kW
v = p′ d ′ n (m / min) 1000
式中：hm ：機床主傳動系統(tǒng)的傳動功率 V:切削速度，m/min
d:銑刀直徑,mm
n:主軸轉速，r/min
（3-2）
已知 PE =5.5kw hm =0.8
銑刀切向銑削力 FZ 與工作臺載荷 FL , FC 和 FV 間有一定的比值，見表 3.2
表 3.2 銑削力與工作臺載荷的比值
銑削條件
比值
不對稱逆銑
端銑
FL / FZ
:0.6 :~ 0.9
FC / FZ
0.45 ~ 0.7
FV / FZ
0.5 ~ 0.55
工況 1：取 n=1000r/min
代入公式 3-1，3-2 得 v=3.8 m/min ，
FZ = 1158N
FL
根據(jù)表 3.1，取 FZ =0.8
FC = 0.6
FZ
FV = 0.55
FZ
代入得
FL =926N， FC =695N ， FV =637N
工況 1：取 n=4000r/min
代入公式 3-1，3-2 得 v=15.1 m/min ，
FZ = 291N
FL
根據(jù)表 3.1，取 FZ =0.8
FC = 0.6
FZ
FV = 0.55
FZ
代入得
FL =233N， FC =175N， FV =160N
工況 1：取 n=10000r/min
代入公式 3-1，3-2 得 v=37.7 m/min ，
FZ = 117N
FL
根據(jù)表 3.1，取 FZ =0.8
FC = 0.6
FZ
FV = 0.55
FZ
代入得
FL =94N， FC =70N ， FV =64N
3.2.2 滾珠絲杠螺母副的選型
表 3.3 工作臺切削力，進給速度和時間的比例
工作方式
縱向切削力
FC （N)
垂直切削力
FV (N)
進給速度
Vi （m、min）
工作時間百分百%
工況 1
695
637
1
10
工況 2
175
160
5
30
工況 3
70
64
10
50
快速進給
0
0
48
10
1、初算導程 Ph
Ph 3
vmax nmax
（mm) (3-3)
式中： vmax ：滾珠絲杠副最大移動速度（mm/min) nmax : 滾珠絲杠副最大相對速度（r/min)
由表知
v = 48m / min
假設電機工作轉速為 n=2500r/min
代入得
Ph =19
查《機械設計手冊》表 12-1-15 取 Ph =20 當量轉速nm 計算：
各種工作方式下，絲杠轉速ni
ni =
vi (r / min)
ph
（3-4）
由表 3.1 知
v1 =1
v2 = 5
v3 = 10
v4 = 48
代入得
n1 = 50
n2 = 250
n3 = 500
n4 = 2400
2、當量轉速nm 計算：
n
= n1t1 + n2t2 + n3t3 + n4t4
m t + t + t + t
將對應的數(shù)據(jù)代入上式得3、當量載荷 Fm 計算
1 2 3 4
nm = 570r / min
（3-5）
各種工作方式下，絲杠的軸向載荷 Fi
由以上計算知
Fi = FLi + FCi + m(w1 + w2 + FVi )
FCi （i=1,2,3,4)分別為 695N，175N，70N，0
（3-6）
FVi （i=1,2,3,4)分別為 637N, 160N, 64N, 0
FLi （i=1,2,3,4)分別為 926N, 233N, 94N, 320N
已知w1 = 3200N
w2 = 3000N
Fi （i=1,2,3,4)分別為 2305N, 1044N, 790N, 940N
3
Fm =
（3-7）
式中： F1 , F2 ...：軸向變載荷，N
n1 ， n2 ... ：對應 F1 , F2 ...時的轉速，r/min
t1 ,
t2 ... : 對應 F1 , F2 ...時的時間，h
將對應的數(shù)據(jù)代入上式得4、計算額定動載荷Cam
Fm =937N
C ' = f F (60n L )1/3 / (100 f f )
am w m m h a c
式中： fa ：精度系數(shù)，表 3.3 fc ：可靠性系數(shù)，表 3.4
fw ：載荷性質(zhì)系數(shù)，表 3.5 Lh ：預期工作壽命
（3-8）
表 3.4 精度系數(shù) fa
精度等級
1
2
3
4
5
7
10
fa
1.0
0.9
0.8
0.7
表 3.5 可靠性系 fc
可靠性/%
90
95
96
97
98
99
fc
1
0.62
0.53
0.44
0.33
0.21
表 3.6 載荷性質(zhì)系數(shù) fw
載荷性質(zhì)
無沖擊（很平穩(wěn)）
輕微沖擊
有沖擊或震動
fw
1~1.2
1.2~1.5
1.5~2
取 fa =1.0， fc =0.53， fw =1.2 已知 Lh =10000h
代入數(shù)據(jù)得
'
C
am =14.8kN
C '' f F
式中：
am =
fe ：預載荷系數(shù)，表 3.6
Fmax ：最大軸向載荷，N
e max
(3-9)
f
表 3.7 預載荷系數(shù) e
預載荷系數(shù)
輕載荷
中載荷
重載荷
fe
6.7
4.5
3.4
b
0.05
0.1
0.15
取 fe =4.5
代入數(shù)據(jù)得
''
C
am =10.37kN
'
選Cam
C
''
C
am
C '
中較大者為預期值Cam
得 am =
am =14.8kN
5、估算滾珠絲杠允許最大軸向變形dm
dm ' =
dm " =
1 1
( ~ )
4 3 重復定位精度=4um
1 1
( ~ )
5 4 定位精度=1.5um
取dm ' 與dm '' 中較小者為dm 值 所以dm =dm '=1.5um
6、估算絲杠底徑d2m
d2m = a
（3-10）
式中：a：支撐方式系數(shù)，兩端固定時取 0.039
F0 ：導軌靜摩擦力，N
L:滾珠絲杠兩軸承支點間的距離，常取 1.1 行程+（10-14） ph ，mm
式中:
F0 = m0W1
m0 ：導軌靜摩擦因數(shù)
(3-11)
已知： m0 =0.2 行程=600mm W1 =3000
代入數(shù)據(jù)得
F0 =600，L=900mm,
d2m =24.2mm
表 3.8 支承方式系數(shù) a、 k2 、f
支承方式
一端固定、一端
自由
一端固定、一端
鉸支
兩端鉸支
兩端固定
a
0.078
0.039
k2
0.025
2
1
4
f
3.4
15.1
9.7
21.9
7、確定滾珠絲杠規(guī)格代號
由計算出的 導程 Ph =20mm,額定動載荷Cam =14.8kN，絲杠底徑d2m =24.2mm，在山東理工精密機械有限公司生產(chǎn)的滾珠絲杠樣本中選取規(guī)格代號為 D-CZM4020-1.5 的滾珠絲杠副
Ph =20mm, Cam =15kN> Cam =14.8kN, C0a =38kN, d0 =40mm, d2 =33.2mm> d2m =24.2mm。
圖 3－1 滾珠絲杠副結構圖
螺母安裝尺寸：D1=85mm, L=96mm，B=20mm。
由螺母安裝尺寸及下表可選螺母座型號為 NH50D。
圖 3－2 螺母座結構圖
螺母座尺寸
螺母座安裝尺寸 D1=94.4mm，L=100mm。8、確定滾珠絲杠副預緊力 Fp
F 1 F
p = 3
max
（3-12）
其中 Fmax =2305N,代入數(shù)據(jù)得 Fp =768N。
9、確定行程補償值與預拉力
（1） 行程補償值： C=
11.8Dtlu
*10-3
（3-13）
式中：有效行程
lu =行程+（8 ~ 14） ph =600+(8 ~ 14)×20≈830 （3-14）
Dt :溫差，取 2.5 oC
代入數(shù)據(jù)得: C=11.8×2.5×830×10-3 =24 mm
（2） 預拉伸力
2
t
F = 1.95Dtd 2
（3-15）
代入數(shù)據(jù)得：
Ft =1.95×2.5× 33.22 =5373N
10、選擇軸承
（1)軸承所承受的最大軸向載荷
FB max = Ft + Fmax =5373+2305=7678N （3-16）
（2） 軸承類型
選擇兩端固定的支承方式，選背對背 60 o 角接觸推力球軸承
（3） 軸承內(nèi)徑 d
d 略小于d2 =33.2mm，取 d=30mm
F = 1 F 1
BP 3 Bm max = 3 ×7678=2559N （3-17）
(4) 軸承預緊力：預力負荷≥ FBP
在山東華準機械有限公司生產(chǎn)的軸承座樣本中選取，使用 FK-TAC 型高負荷軸承座，使用專用軸承60o 角接觸滾珠絲杠，安裝及外形尺寸與 FK 系列產(chǎn)品相同，相對于 FK 系列，F(xiàn)K-AC 系列有更高的剛性，同時承載能力也會大大提高，產(chǎn)品編號為
HZM0086TAC,選擇FK-TAC 型固定端軸承座，其型號為FK30-TAC。軸承型7602030-TVP，
內(nèi)徑 d=30mm,預加載荷Ca =2600N≥ FBP =2559N,軸承內(nèi)徑為 30mm，外徑為 62mm,厚度為 16mm(單列）。
圖 3－3 軸承座結構圖
圖 3－4 滾珠絲杠副工作圖設計
表 3.9 公稱導程與余程的對應關系單位： mm
公稱導程
4
5
6
8
10
12
16
20
余程（ Le ）
16
20
24
32
40
45
50
60
11、滾珠絲杠副工作圖設計
（1）有效行程 Lu
Lu =螺母長度 B+螺母座長度+行程=20+90+600=710mm (2)絲杠螺紋長度 Ls
Ls = Lu + 2Le =710+2×60=830 （3-18）
(3) 兩端固定支承距離 L1
L1 =螺紋長度+軸承厚度+行程余量=830+45′ 2+200=1120mm
(4) 絲杠全長 L
L= L1 +超程+動力輸入連接長度=1120+34×2+38=1226mm
(5) 行程起始點離固定支承距離 L0 =30mm
12、驗算傳動系統(tǒng)剛度
（1）絲杠的抗壓剛度
1)絲杠的最小抗壓剛度
d2 ：絲杠底徑
l1 ：固定支程距離
2
d 2
Ks min = 6.6 * 2 *10
l1
（3-19）
代入數(shù)據(jù)得
33.22 ′
Ks min =6.6× 1120
102
=650
N / mm
2）絲杠的最大抗壓剛度
Ks max = 6.6 *
33.22 ′1120
d 2 * l
2 1
4l0 (l1 - l0 )
2
（3-20）
代入數(shù)據(jù)得
Ks max = 6.6 ′ 4 ′ 30 ′(1120 - 30) *10
=6229
N / mm
（2）支承軸承組合剛度
K
3
= 4.68 *
d z2 F
sin5 b
由下表可得
B 0 d
a max
（3-21）
dd ：滾珠直徑 mm Z：滾珠數(shù)
Fa max ：最大軸向工作載荷 N
b：軸承接觸角
由上表得:7602030TVP 軸承 Fa max 是預加載荷的 3 倍
dd =6.35mm, Z=8, Fa max =2600×3=7800N
代入數(shù)據(jù)得： KB 0 =4.68× 3
Kb = 2KB 0
Kb =2×545=1090
=545 N / mm
N / mm
（3-22)
表 3.10 系統(tǒng)剛度計算有關參數(shù)
N / um
軸承類型
KB
KB 0
b— 軸承接觸角
4.683 d F sin5 B
d a max
角接觸球軸承
2.343 d Z 3 F sin5 B
d a
Z —滾珠數(shù)
d2 — 絲杠螺紋
小徑，mm Lr — 滾子
推力球軸承
1.953 d Z 2 F
d a
3.93 d Z 2 F
d a max
有效長度，mm
推力圓柱滾子軸承
7.8Lr0.8 Z 0.9 Fa0.1
15.6Lr0.8 Z 0.9 F 0.1
a max
dd —滾子體直
Kb
Ks
支承形式
徑，mm
一端固定一端自由
Kb = KB 0
d 2
165 2
lu
Fa — 軸向工作
一端固定一端鉸支
Kb = KB 0
載荷，N
預緊 Kb = KB 0
d 2
660 2
lu
Fa max —最大軸
兩端鉸支
未預緊 Kb = KB
向工作載荷，N
兩端固定
Kb = 2KB 0
lu — 滾珠絲杠有效行程，mm
滾珠絲杠副滾珠和滾道的接觸剛度
F 1
KC = KC ' ( P )3
0.1Ca
KC ：滾珠絲杠的剛度，查表 KC = 2150 N / mm ；
FP =768N Ca=1500N
（3-23）
768 1
代入數(shù)據(jù)得
KC = 2150 ′( )3 0.1′1500
=3706
N / mm
13、剛度驗算及精度選擇
（1）
1
Kmin
= 1
Ks min
+ 1 + 1
Kb Kc
（3-24）
1 = 1 + 1 + 1
代入前面的計算數(shù)據(jù)得： Kmin
650 1090 3706
Kmin =370 N / mm
1
Kmax
= 1
Ks max
+ 1 + 1
Kb Kc
（3-25）
1 = 1 + 1 + 1
代入前面的計算數(shù)據(jù)得： Kmax
6229 1090 3706
Kmax =769 N / mm
（2）驗算傳動系統(tǒng)剛度
F0 = m0 w2
已知： m0 =0.2， w2 =3000N，得 F0 =600N
Kmin =1.6F0/反向差值 （3-26）
Kmin =370>80
所以系統(tǒng)剛度合格。
傳動系統(tǒng)剛度變化引起的定位誤差
k 0
d = F ( 1 - 1 )
Kmin Kmax
（3-27）
代入上面計算數(shù)據(jù)得：dk =0.84 mm
14、確定精度
表 3.11 任意 300mm 行程內(nèi)變動量（ V300p）
精度等級
1
2
3
4
5
v300 p
6
8
12
16
23
v300 p ≤0.8×定位精度-dk ，定位精度為 20 mm /300mm， v300 p <15.16 mm ,絲杠精度取 為 3 級， v300 p =12 mm <15.16 mm
確定滾珠絲杠副的規(guī)格代號已確定的型號：D-CZM，公稱直徑：40mm，導程 20mm， 螺 紋 長 度 830mm ， 絲 杠 長 度 1226mm ， P 類 3 級 ， 所 選 規(guī) 格 代 號 ： D-CZM4020-1.5-P3/1226×830
15、驗算臨界壓縮載荷
絲杠所受最大軸向載荷 Fmax 小于絲杠預拉伸力 F,所以不用驗算。
16、驗算臨界轉速
nc ：臨界轉速 n/min
nc = f
d2 LC 2
2
*107
(3-28)
f：與支承形式有關的系數(shù)；
d2 ：絲杠底徑
Lc 2 ：臨界轉速計算長度 mm
由上面計算的數(shù)據(jù)得 f=21.9, d2 =33.2, Lc 2 = l1 - l0 =1120-30=1090mm 代入數(shù)據(jù)得： nc =6120r/min> nmax =2500r/min
所以滾珠絲杠副極限轉速合格。
3.3 電動機的選型計算
3.3.1 交流伺服電動機容量的選擇原則
伺服電動機主要用于位置和速度控制系統(tǒng)中，其動力的選擇除了考慮電動機的功率與扭矩參數(shù)外，還要考慮系統(tǒng)的轉動慣量匹配問題，一般選擇伺服電動機，主要考慮以下兩個方面：
1、負載轉矩；
2、負載轉動慣量；
交流伺服電動機可以按以下三方面來選擇：
（1）電動機的最高轉速
首先依據(jù)是機床等被驅(qū)動部件快速行程的速度?？焖傩谐痰碾妱訖C轉速需嚴格控制在電動機的額定轉速之內(nèi)。
(2)動慣量匹配轉量
負載慣量很大程度上的影響著電動機的控制特性和快速移動的加速和減速間。如果負載轉動慣量在電機慣量的 3 倍以上，則電動機的控制特性就會降低，如果在5 倍以上，則電機的可操控性就會大大降低；反之，負載轉動慣量如果小于或等于電動機的慣量時，上述問題則不會出現(xiàn)。為保證系統(tǒng)的反應靈敏性和系統(tǒng)的穩(wěn)定性， 負載慣量 JL 應限制在 3~5 倍的電動機慣量 JM 之內(nèi)，即：
JL
1≤ JM
≤(3~5) (3-29)
轉動慣量的計算方法及常見傳動機構的轉動慣量換算公式，見下表。
（3）空載轉矩
不進行切削時電機所承受的扭矩即為空載扭矩，主要包括機械摩擦及重力的作用力矩，通?？蛰d的扭矩不超過伺服電機堵轉扭矩的 30%。
若空載扭矩與堵轉扭矩相同，則在計算均方根值時，整個加工過程中的平均扭矩值會超過電機的額定扭矩。在無配重重力軸電機的使用中，如果加工中僅存在向下的切削情況，此時，重力可提供部分的切削力。此時，空載扭矩最高可達到伺服電機堵轉扭矩的 70%。
堵轉扭矩的標準，請根據(jù)機床的實際特點以及實際機械的結構進行衡量，根據(jù)調(diào)試經(jīng)驗，建議連續(xù)負載的扭矩在電機堵轉扭矩的 30%以內(nèi)。負載轉矩在正常工作狀態(tài)下，負載轉矩Tms 應在電動機額定轉矩TMS 的 80%~90%。根據(jù)系統(tǒng)的減速比和電動機軸的負載轉矩及轉速，可以初選電動機。
功率 PZ ：
PZ =
TLn
9535.4h
(3-30)
其中： TL -對電動機軸換算的負載轉矩， N / m ；
n -伺服電機額定轉速， r / min ；
h-傳動系統(tǒng)的總功率。
3.3.2 交流伺服電動機的選擇計算
伺服電動機驅(qū)動工作臺移動重物，如圖 3-3 所示。絲杠螺距 p =20mm，輸送質(zhì)量W = W1 + W2 = (320+300 )kg=620kg，推力 0kg。
圖 2－8 機床運動示意圖
1、最大移動速度 v
由 于 采 用 直 接 傳 動 ， 減 速 比
v = 48m / min = 800mm / s 。2、負載慣性矩 JL
i = 1
， 工 作 臺 的 最 大 移 動 速 度 為
首先計算絲杠折算到電動機軸的負載慣性矩 J1 ，已知絲杠的直徑d0 =40mm，長
度l = 1226mm
pgld 4 2
3.14 ′ 7.0 ′104
1226 40
J1 =
i ′ ′( )4 ′12 2
32g =
32 ′10 1000 1000
=2.01×10-3 kg.m （3-31）
移動部分折算到電動機軸的負載慣性矩 J2 為:
J = W ( 1 ′
p )2 ′12
620 ′( 1 ′ 20
)2 ′12
2 2p
1000 =
2 ′ 3.14 1000
=6.28×10-3 kg.m2
（3-32）
表 3.12 典型物體的轉動慣量和飛輪矩計算公式
名稱
形狀尺寸
轉動慣量
J / kg × m2
飛輪轉矩
GD / N × m2
g-材料的比
重，取7.0kg/ cm2
d —圓柱體直徑，m
L—圓柱體長度，m
m —圓柱體質(zhì)量，kg
g —重力加速度，m / s2
實心圓柱體
md 4 plgd 4
J = =
2 mgd 2
GD =
2
= gpld 4
8
8
32g
空心圓柱體
m(d 2 - d 2 )
J = ?1 2
8
= pgl(d 2 - d 2 )
1 2
32g
GD2 =
mg(d 2 - d 2
1 2
2
= pgl(d 2 - d 2 )
1 2
8
實心圓錐體
2
J = 3md
4
GD2 = 3 mgd 2
10
表 3.13 常見傳動機構折算到電動機軸上的負載慣量及負載轉矩計算公式
名稱
示意圖
折算到電動機軸上的負載慣量
J / kg × m2
d
折算到電動機軸上的負載轉矩
TL / N × m
W —可動部分總質(zhì)量，kg
J
= J
+ i2 é(J
+ J
) + W (
p )2 ù
T = mWg + F
g — 重力加速
度，m / s2
絲杠傳動
d
ê?
2
2p ú?
L
2ph
J1 、 J2 、 Js —小齒輪、大齒輪、絲杠的轉動慣量，kg / m2， p —絲杠螺距，m ， m—摩擦因數(shù)， i —絲杠到電機的減速比， F —軸向荷重，N，
h—進給傳動系統(tǒng)的總效率
總轉性矩 JL 為：
JL = J1 + J2 =2.01×10-3 +6.28×10-3 =8.29×10-3 kg.m2
3、換算到電動機軸端的負載轉矩TL
（3-33）
工作臺導軌移動摩擦因數(shù)m= 0.1，機械效率h=0.8，根據(jù)上表的計算公式，對電動機換算的負載轉矩TL 為：
T = mW ′ 9.81+ F ′ P ′ i = 0.1′ 620 ′ 9.81+ 0 ′ 20 ′1
L 2ph
1000
2 ′ 3.14 ′ 0.8 1000
=2.42 N × m
（3-34）
4、電機容量的選擇
T 3 TL
= 2.42
e 0.9
J
0.9 =2.69 N × m
8.29 ′10-3
（3-35）
JM 3 L =
3
3 =2.76×10
-3 kg.m2
（3-36）
選電動機的轉速為 3000 r / min
PZ 3
TLn =
9535.4h
0.95KW （3-37）
查表可得到符合條件的系列伺服電動機 MDMA-35，額定輸出功率 3KW，適配驅(qū)動
器型號為 MFDDTA390 。（
TAC = 50 N × m ）
pe = 3KW ； JM
= 35.9× 10-4 kg/m ； Te =16.6 N × m ；
3.4 導軌的選型計算
3.4.1 導軌的設計程序及內(nèi)容
根據(jù)機器的工作條件、性能性能及精度要求，可選擇導軌的結構類型及截面形狀。進行導軌的力學計算，確定導軌的結構尺寸，導軌副的間隙、公差和加工精度。
選擇導軌材料、摩擦面硬度、表面精加工及熱處理方法。選擇導軌的預緊載荷， 設計預緊載荷的加載方式。確定導軌面磨損后的補償方式。選擇導軌的潤滑方式， 設計導軌副的潤滑系統(tǒng)和防護裝置。導軌要求為導向精度、剛度高、機構工藝性好、具有良好的潤滑和防護裝置。
3.4.2 滾動導軌的壽命計算
滾動元件與滾道的疲勞點蝕與塑性變形是滾動導軌的主要失效形式，計算準則為壽命（動載荷）計算和靜載荷計算。滾動體循環(huán)裝置的失效主要正確的制造、安裝與使用維護來避免。
額定壽命計算
直線滾動導軌額定壽命的計算與滾動軸承基本相同。
L = ( fh ft fc fa ′ C )3 ′ 50
滾動體為球時
fw P
（3-38）
L = ( fh ft fc fa ′ C
10
) 3 ′100
滾動體為滾子時
fw P
（3-39）
式中：L ：額定壽命，指一組同樣的直線運動的滾動導軌，在相同運行條件下， 其數(shù)量的 90%不發(fā)生疲勞時達到的總運行距離，km；
C ：基本額定動載荷，指垂直于運動方向且大小不變地作用于一組同樣的直線
運動滾動導軌上使額定壽命為 L=50km（對球形滾動體） L=100km （對滾子形滾動體）時的載荷，KN 或 N × m ； P：當量載荷， P = FC , KN 或 N × m ；
fh ：硬度系數(shù)， fh = [ 滾道實際硬度（HRC)/58 ]3.6 ,由于產(chǎn)品技術要求規(guī)定滾道
硬度不得低于 58HCR。故通?？扇?fh =1
ft ：溫度系數(shù)； fc ：接觸系數(shù)； fa ：精度系數(shù)； fw ：載荷系數(shù)。
表 3.14 溫度系數(shù)
0C
工作溫度/
≤ 100
> 100~150
> 150~200
> 200~250
ft
1
1 : 0.90
0.90 ~ 0.73
0.73 ~ 0.60
表 3.15 接觸系數(shù)
每根導軌上滑塊數(shù)
1
2
3
4
5
fc
1.00
0.81
0.72
0.66
0.61
表 3.16 精度系數(shù)
精度等級
2
3
4
5
fa
1.0
1.0
0.9
0.9
表 3.17 載荷系數(shù)
工作條件
fw
無外部沖擊或振動的低速運動的場合，速度小于 15m / min
1~1.5
無明顯沖擊或振動的中速運動的場合，速度為 15~60m / min
1.5~2
有外部沖擊或振動的高速運動的場合，速度大于 60m / min
2~3.5
所以取 fh =1， ft =1， fc =0
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