1、天津職業技術師范大學 目 錄 前言.2第一章 數控銑床工作臺（X軸）設計計算.4 1.1 概述.4 1.2 設計計算5 1.3滾珠絲杠螺母副的承載能力計算.15 1.4傳動系統的剛度計算17 1.5 驅動電動機的選型和計算.19 1.6 機械傳動系統的動態分析.23 1.7 傳動系統的誤差計算和分析24 1.8 確定滾珠絲杠螺母副的規格型號.25 參考文.27總結28第 1 頁 共 28 頁28 前言數控機床是數字控制機床的簡稱，是用數字化信息來實現工件與刀具相對運動軌跡、切削加工工藝參數及各類輔助操作等步驟自動控制的高效率加工機床， 在國民經濟中有著重要的地位和作用。隨著數控技術和材料科學的

2、發展， 近年來世界數控機床向高速、精密、智能和綠色方向發展。具體表現為：高速化、精密與超精密化、復合化、開放化、智能化、綠色化，高效化。我國數控技術的發展起步于二十世紀五十年代，通過“六五”期間引進數控技術，“七五”期間組織消化吸收“科技攻關”，我國數控技術和數控產業取得了相當大的成績。特別是最近幾年，我國數控產業發展迅速，19982004年國產數控機床產量和消費量的年平均增長率分別為39.3%和34.9%。盡管如此，進口機床的發展勢頭依然強勁，從2002年開始，中國連續三年成為世界機床消費第一大國、機床進口第一大國，2004年中國機床主機消費高達94.6億美元，國內數控機床制造企業在中高檔與

3、大型數控機床的研究開發方面與國外的差距更加明顯，70%以上的此類設備和絕大多數的功能部件均依賴進口。由此可以看出國產數控機床特別是中高檔數控機床仍然缺乏市場競爭力，究其原因主要在于國產數控機床的研究開發深度不夠、制造水平依然落后、服務意識與能力欠缺、數控,系統生產應用推廣不力及數控人才缺乏等。就剛剛過去的“十一五” 期間， 我國數控機床行業突破了大量技術難關， 取得了許多具有自主知識產權的重大科研成果。但我們仍能清楚地看到， 我國數控機床行業與國際先進水平還存在著不小的差距。在加工機床方面， 盡管近年來數控機床發展較快，但在加工效率、精度保持性、MTBF （平均無故障運行時間， Mean Ti

4、me Between Failures） 和技術配套性等方面還不能滿足高端用戶的需求， 并且動力刀塔、電主軸、進給系統、電氣控制等關鍵功能部件依舊絕大部分依賴進口。數控系統方面， 我國無論是在技術還是在產品方面與國際先進水平都存在很大的差距。在技術性能方面主要表現在現場總線、高速高精插補技術、運動控制技術、復合加工加工技術、智能化檢測與控制技術、加工工藝及多軸編程技術等； 在產品方面的差距主要表現在可靠性設計及生產管理、產品的系列化等方面上。第一章 數控銑床工作臺（X軸）設計計算1.1概述1.1.1技術要求工作臺、工件和夾具的總重量=780kg（所受的重力W=7800N），其中，工作臺的質量=

5、380kg（所受的重力=3800N）；工作臺的最大行程=520mm；工作臺快速移動速度=15000；工作臺采用滾動直線導軌，導軌的動摩擦系數=0.01,靜摩擦系數=0.01；工作臺的定位精度為25，重復定位精度為18；機床的工作壽命為20000h，機床采用伺服主軸，額定功率=5，機床采用端面銑刀進行強力切削，銑刀直徑D=60mm，主軸轉速n=360，切削狀況如表1-1所示表1-1數控銑床的切削狀況切削方式進給速度/時間比例/(%)備注強力切削0.610主電動機滿功率條件下切削一般切削0.830粗加工精加工切削150精加工快速進給1510空載條件下工作臺快速進給1.1.2總體方案設計 為了滿足以

6、上技術要求，采取以下技術方案。1、對滾珠絲桿螺母副采用預緊；2、采用伺服電動機驅動。3、采用錐環套筒聯軸器將伺服電動機與滾珠絲杠進行直連。4、采用交流調頻主軸電動機，實現主軸的無級變速。1.2設計計算1.2.1主切削力及其切削分力計算（1）主切削力根據已知條件，銑刀直徑D=120mm，主軸具有最大扭矩，并能傳遞主電動機的全部功率。銑刀的切削速度為 主傳動鏈的機械效率，按式可計算主切削力；-機床主軸的計算轉速（主軸轉速全部功率時的最低切削速度，；）-機床主傳動系統的傳動功率，一般取。 （2）各切削分力根據表1-2可得工作臺縱向切削力、橫向切削力和垂向切削力分別為 表1-2 工作臺工作載荷與切向銑

7、削力的經驗比值切削條件比值對稱端銑不對稱端銑逆銑順銑端銑圓柱銑、立銑、盤銑和成形銑-1.2.2導軌摩擦力的計算（1）計算在切削狀態下的導軌摩擦力，此時，動摩擦系數， 、-主切削力的橫向切削分力（N）和垂向切削分力（N）； W-坐標軸上移動部件的全部重量（包括機床夾具和工件的重量，N）； -摩擦系數,對于帖塑導軌，=0.15；對于滾動 直線導軌，=0.01，本設計為滾動導軌，取=0.01； -鑲條緊固力（N）,其推薦值可查表1-3得鑲條緊固力=75N，則 表1-3 鑲條緊固力推薦值導軌形式主電動機功率/kw2.23.75.57.5111518貼塑滑動導軌500800150020002500300

8、03500滾動直線導軌254075100125150175（2）計算在切削狀態下的導軌摩擦力和導軌靜摩擦力。 =0.01×（7800+75）N=78.75N =0.01×(7800+75)N=78.75N1.2.3計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力（1） 計算最大軸向負載力 （2） 計算最小軸向負載力 1.2.4滾珠絲桿的動載荷計算與直徑估算1）確定滾珠絲桿的導程根據已知條件，取電動機的最高轉速，則由式得：2)計算滾珠絲桿螺母副的平均轉速和平均載荷（1）估算在各種切削方式下滾珠絲桿的軸向載荷。現將強力切削時的軸向載荷定為最大軸向載荷，快速移動和鉆鏜定位時的軸向載荷定為最小軸向載

9、荷。一般粗加工和精細加工時，滾珠絲桿螺母副的軸向載荷、分別可按下列公式計算：，并將計算結果填入表1-4。 表1-4 數控銑床滾珠絲桿的計算切削方式軸向載荷/N進給速度/()時間比例/()備注強力切削1730.4510一般切削（粗加工）424.8430精細加工（精加工）165.2750快移和定鏜定位78.7510（2）計算滾珠絲桿螺母副在各種切削方式下的轉速 （3）按式計算滾珠絲桿螺母副的平均轉速。（4） 按式計算滾珠絲桿螺母副的平均載荷。 3)確定滾珠絲桿預期的額定動載荷（1）按預定工作時間估算查表1-5得載荷性質系數。初步選擇的滾珠絲桿的精度等級為2級，查表1-6得精度系數。查表1-7得可靠

10、性系數，額定壽命代入式得 表1-5 載荷性質系數載荷性質無沖擊（很平穩）輕微沖擊伴有沖擊或振動11.21.21.51.52表1-6精度系數精度等級1、2、34、571010.90.80.7 表1-7可靠性系數可靠性/()90959697989910.620.530.440.330.21（2）因對滾珠絲桿螺母副將實施預緊，所以可按式估算最大軸向載荷。查表1-8得欲加動載荷系數，則 表1-8 欲加動載荷系數欲加載荷類型輕預載中預載重預載6.74.53.4（3）確定滾珠絲桿預期的額定動載荷。取其最大值，即=9349.2N4）按精度要求確定允許的滾珠絲桿的最小螺紋底經（1）估算允許的滾珠絲桿的最大軸向

11、變形。已知工作臺的定位精度為25，重復定位精度為18，根據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。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（1.21.4）行程+（2530）取L=1.4×行程+30=（1.4×580+30×10）mm=1028mm，又=78.75N，由式 得5）初步確定滾珠絲桿螺母副的規格型號根據計算所得的、，初步選擇FFZD型內循環墊片預緊螺母式

12、滾珠絲桿螺母副FFZD5010-3,其公稱直徑、基本導程、額定動載荷C，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23；-絲桿的線膨脹系數（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，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 =（540+100+2×20+146）mm=886mm,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

13、值，則 8)確定滾珠絲桿螺母副支承用軸承的規格型號（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 (3) 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1-9得，徑向系數X=1.9，軸向系數Y=0.54，故 表1-9 載荷系數組合列數2列3列4列承載列數1列2列1列2列3列1列2列3列4列組合形式DFDTDFDDFDDTDDFTDFFDFTDTTX1.9-1.432.33-1.172.332.53-Y0.54-0.770.35-0.890.350.26-

14、X0.920.920.920.020.020.920.920.920.92Y1.01.01.01.01.01.01.01.01.0(5)確定滾動軸承的規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27.3mm，所以選擇軸承的內徑為25mm。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760205TNI/P4DFB,尺寸（內徑×外徑×寬度）為25mm×52mm×15mm，選擇脂潤滑。該軸承的預載荷能力為1250N，大于計算所得

15、的軸承預緊力=1187.73N.并在脂潤滑狀態下的極限轉速為2600r/min,等于滾珠絲桿的最高轉速，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為=22000N，而該軸承在20000h工作壽命下的基本額定動載荷=15472.5N,也滿足要求。1.3滾珠絲桿螺母副的承載能力校驗1.3.1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構，絲桿受拉而不受壓，所以，不存在壓桿不穩定。1.3.2滾珠絲桿螺母副臨界轉速的校驗由以上的計算可得滾珠絲桿螺母副臨界轉速的計算長度=790.5mm。已知彈性模量，材料密度，重力加速度，安全系數。查參考文獻表2-44得。則： 滾珠絲桿的最小慣性矩為 滾珠絲桿的最

16、小截面積為故可由式得 本絲桿螺母副的最高轉速為1500，遠遠小于其臨界轉速，故滿足要求。 表2-44 與支撐方式有關的系數 支撐方式 f一端固定一段自由F-O0.251.8753.4一端固定一段游動F-S23.92715.1 二段固定F-F44.7321.91.3.3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、規格、精度相同的滾珠絲桿在相同的條件下回轉時，其中90不發生疲勞剝落的情況下運轉的總轉速。查參考文獻附錄A表A-3得滾珠絲桿的額定動載荷，運轉條件系數，滾珠絲桿的軸向載荷,滾珠絲桿螺母副轉速,由式，得： ， 一般來講，在設計數控機床時，應保證滾珠絲桿螺母副的總時

17、間壽命故滿足要求。 1.4傳動系統的剛度計算1.4.1傳動系統的剛度計算(1)計算滾珠絲桿的拉壓剛度。絲桿支承方式為兩端固定，當滾珠絲桿的螺母中心位于滾珠絲桿兩支承的中心位置時時，滾珠絲桿螺母副具有最小拉壓剛度，按式計算： 當或時（即滾珠絲桿的螺母中心位于行程的兩端位置時），滾珠絲桿螺母副具有最大拉壓剛度，可按式計算： （2）計算滾珠絲桿螺母副支承軸承的剛度。已知軸承接觸角，滾動體直徑，滾動體個數Z=16，軸承的最大軸向工作載荷,查參考文獻表2-45、2-46得 （3） 計算滾珠與滾道的接觸剛度 查參考文獻附錄A表A-3得滾珠與滾道的接觸剛度，額定載荷，滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷，故由式

18、得（4） 計算進給傳動系統的綜合拉壓剛度。（5） 由式得進給傳動系統的綜合拉壓剛度的最大值為 故。 由式得進給傳動系統的綜合拉壓剛度的最小值為 故。 1.4.2滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度計算 由以上計算可知，扭轉作用點之間的距離已知剪切模量，滾珠絲桿的底徑。 由得 1.5 驅動電動機的選型與計算1.5.1計算折算到電動機軸上的負載慣量（1）計算滾珠絲杠的轉動慣量。滾珠絲杠的密度，可得 （2）計算聯軸器的轉動量。 （3）計算折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量。已知機床執行部件（即工作臺、工件、夾具）的總質量，電動機每轉一圈，機床執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

19、負載轉動慣量。 1.5.2計算折算到電動機軸上的負載力矩（1）計算切削負載力矩。已知在切削狀態下坐標軸的軸向負載力，電動機每轉一圈，機床執行部件在軸向移動的距離，進給傳動系統總效率，由式得 （2）計算摩擦負載力矩已知在不切削狀態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 1.5.3計算坐標軸折算到電動機軸上的各種所需的力矩（1）計算線性加速力矩已知機床執行部件以最快速度運動時電動機的最高轉速，電動機的轉動慣量，坐標軸的負載慣量，進給伺服系統的位置環增益，

20、加速時間，由式得 （2）計算階躍加速力矩。已知加速時間，由式得 （3）計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩。 按式計算線性加速時空載啟動力矩。 按式計算階躍加速時空載啟動力矩。 按式計算快進力矩。 按式計算工進力矩。 1.5.4選擇驅動電動機的型號（1） 選擇驅動電動機的型號通過以上計算和查參考文獻表2-47，選擇交流伺服電動機為日本FANUC公司生產的型驅動電動機。主要參數如下:額定功率3kw；最高轉速3000；額定力矩12；轉動慣量；質量。現按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動,本電動機均滿足要求。 該電

21、動機的額定力矩為12，均大于本機床工作臺快進時所需的驅動力矩以及工進時所需的驅動力矩，因此,本電動機均滿足驅動力矩要求。（2）慣量匹配驗算。系統的負載慣量與伺服電動機的轉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。1.6機械傳動系統的動態分析 1.6.1計算絲杠-工作臺縱向振動系統的最低固有頻率已知滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度，而滾珠絲杠螺母副和機床執行部件的等效質量（其中、分別是機床執行部件的質量（）和滾珠絲杠螺母副的質量（），則 1.6.2計算扭轉振動系統的最低固有頻率 折算到滾珠絲杠軸上的系統總當量轉動慣量為 已知絲杠的扭轉剛度，則 由以上計算可知，絲杠-工作臺縱向振動系

22、統的最低固有頻率、扭轉振動系統的最低固有頻率都比較高。一般按的要求來設計機械傳動系統的剛度，故滿足要求。1.7計算傳動系統的誤差計算與分析 1.7.1計算機械傳動系統的方向死區已知進給傳動系統的最小綜合拉壓剛度，導軌的靜摩擦力，則由式得 即故滿足要求。 1.7.2計算機械傳動系統由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差 由式得 即故滿足要求。1.7.3計算滾珠絲杠因扭轉變形產生的誤差（1）計算由快速進給扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量。已知負載力矩，由以上計算得扭轉作用點之間的距離，絲杠底徑，由式得 （2） 由扭轉變形量引起的軸向移動滯后量將影響工作臺的定位精度。由式 得 1.8確定滾珠絲杠螺母副的精

23、度等級和規格型號 1.8.1確定滾珠絲杠螺母副的精度等級 本機床工作臺采用半閉環控制系統，、應滿足下列要求： 滾珠絲杠螺母副擬采用的精度等級為2級，查參考文獻表2-20得 ； 查參考文獻表2-21得，當螺紋長度為850mm時，故滿足設計要求。1.8.2確定滾珠絲杠螺母副的規格型號滾珠絲杠螺母副的規格型號為FFZD5010-3-P2/1519×1000,其具體參數如下。公稱直徑與導程：50mm,10mm；螺紋長度：1000mm；絲杠長度：1519mm；類型與精度：P類，2級精度。表1-10 2弧度內行程變動量和任意300mm行程內行程變動量（）精度等級123454567868121623表1-11 有效行程內的目標行程公差和允許的行程變動量（單位：）有效行程/mm精度等級123453156688121216162323>3154007698121218172525>4005