立式加工中心总体方案设计

立式加工中心总体方案设计内容摘要：

＞ maxn 两端固定，丝杆一般不会受压，故不需要进行压杆稳定性验算。 (6) 预拉伸计算 升引起的伸长量 设温升为 ℃，则螺纹部分伸长量为 6tH  utl （μ m） 丝杆全长的伸长量 t 为 13 t = utl = 6   =50（μ m） 为此，丝杆的目标行程可定为比公称行程小。 丝杆在安装时，进行预拉伸，拉伸量为。 b. 预拉伸力 tF 根据材料力学欧拉公式 tF = 4 3 8 0 2 3 112239。 0   ulAE (N) 验算 （ 1） 加速能力验算 负载及机械传动装置 总的转动惯量： 32  2mkg 直流伺服电动机 FB15的转动惯量： mJ 2mkg 转动总惯量： Mr JJJ  2 = 2mkg 惯量匹配符合要求（对于直流伺服电动机： ≤ rM/JJ ≤ ） 工作台能达到的最大的速度 2 3 1542T m a x   SJ r （ m/2s ） 系统要求的最大加速度（在快移时） 30 20203030 m a xm a xm a x  sKT  =6067（ m/2s ） 可见的加速度能力满足要求 （ 2） 定位精度验算 压载荷下的最大弹性位移maxsF maxsF= 11266 2 3 4 FAEFL (μ m) 快移时 F=274N, maxsF= m 强力切削时 F=2274N, maxsF= m 精细切削时 F=774N, maxsF= m c 14 c =cKF FFZD40103滚珠丝杆的 cK =1179（ N/μ m） 快移时 c =274/1170=(μ m) 强力切削时 c =2274/1170=(μ m) 精细切削时 c =774/1170=(μ m) B 角接触球轴承的轴向刚度按下式计算 BaK =[2z bD 5sin ]3/1 BaF 3/1 式中 z滚动体个数， 这里 z=13； α 接触角，这里α =60176。 ； bD 滚动体直径，这里 bD =； BaF 轴向预紧力，这里 BaF =2900N。 故 BaK = 2822 9 0 0]60s in0 7 1 1 [ 3/13/122  (N/μ m) 快移时 Ba =274/282=(μ m) 强力铣削时 Ba =2274/282=(μ m) 精细铣削时 Ba =774/282=(μ m)  = maxsF + c + Ba 快速时  =++=(μ m) 强力切削时  =++=(μ m) 精细铣削时  =++=(μ m) maxsF发生在丝杠中部， c 和 Ba 与螺母位置无关，故以上的  均为 /650mm。 丝杠精度等级为 2级时，任意 300mm行程公差为 8μ m，加上快移时的 = m/650mm，基本满足177。 ，且可利用半闭环系统予以修正。 加上精细铣削时的  = m/650mm，可以满足系统的精度要求。 15 Y、 Z向丝杠的确定 L=各向行程 +丝杆螺母长度 +两富裕量。 Y、 Z三向行程分别为 40㎜、 470㎜ ，丝杆螺母长度预估 150㎜ ，两端共富裕 40㎜，则 X、 Y、 Z三向丝杆导程为 270㎜、 700㎜。 滚珠丝杠螺母形式的确定 加工中心 的进给系统需要消除反向间隙，其驱动丝杠与螺母间需要施加预紧载荷，以提高定位精度和轴向刚度。 故此，丝杠螺母选择能 施加预载的双螺母形式，再考虑到通常的安装方式及螺母制造的经济性，将滚珠丝杠螺母确定为法兰型、 内循环、浮动返回器 、垫片式预加载荷双螺帽形式。 主传动系统理论计算 主传动功率的选定 主传动功率 P是选择主电机的依据。 加工中心 零件和结构的强度设计也是依据它进行的。 它包括切削功率 cP 、空载功率 moP 、附加功率 mcP 三个部分，即 mcmoc PPPP  其中，切削功率 cP 是按照在各种加工情况下较经常遇到的最大切削力和 最大 切削 速度来计算，即 6120/vFP zc  ，（ Kw） 式中 ZF 主切削力， N v切削速度， m/min 空载功率 moP 是当机床无切削负荷 (cP =0)时，主传动系统空运转所消耗的功率，包括传动系统所有机械零件的摩擦消耗、克服空气阻力等消耗的功率。 它与负荷大小无关，而随传动件转速增大而增大．传动件越 16 多、转速越高、皮带与轴承的预紧力越大、装配质量越差，则空载功率越大。 要精确地确定空载功率是很困难的，因为它不仅跟传动系统的结构、制造和装配质量有关，而且和环境温度、工作持续时间等诸多因素 有关系。 一般可选择一台在传动结构上相似的机床进行实测，类比确定。 机床主传动功率 P可根据切削功率 cP 与主传动链的总效率 η 由下式确定： P = cP /η 主传动的效率一般可取η =～ ，数控机床的主传动多采用调速电机和有限的机械变速传动来实现，传动链较短，因此，效率可取较大值。 则 ： cP =P η ==6 kw （ η 取 ）。 主传动功率一扭矩特性 立式 加工中心机床的主传动不同于进给传动，它的最终执行器官 (刀具 )是做旋转运动。 在刀具切削速度相当的情况下，主轴转速需要随刀具的直径而调整。 从加工对象和加工方式分析，主轴低速区一般使用大直径刀具、攻铰大孔、精镗大孔、成型铣削等，要求高的相对恒定的输出扭矩，并不需要传递满功率。 而在中高速区域，加工需求的扭矩与转速成反比，但需要相对恒定的 加工功率。 加工中心 广泛使用主轴伺服电机进行主传动的无级变速，它基本适合主传动低速恒扭矩、高速恒功率的特性。 主轴伺服电机有一个额定转速，从额定转速到电机允许的最高转速区域属于恒功率变速，额定转速以下属于恒扭矩变速。 主轴伺服电机恒功率变速范围较小，一般为 24倍的变速范围。 恒扭矩范围则可达 300倍。 在高速区使用更为频繁的加工中心机床上，如果直联主轴伺服电机，加工特性将略有欠缺。 按传统的加工特性划分，机床主轴转速的恒功率区域应约占 2／ 33／ 4范围。 解决主轴电机与机床 17 加工需求的功率 特性不匹配的措施是在电 机与主轴间串联一个分级变速箱。 机床主轴功率与扭矩的换算公式如下 ： 9550/nMP  式 p主轴功率， kw M主轴扭矩， NM n主轴转速， r/min 该设计 主轴电动机采用 FANUCAC12 型 直 流伺服电动机 ， 该电动机30min 超载时的最大输出功率为 15kW， 连续运转时的最大输出功率为11kW， 计算转速为 1500r/min。 加工中心 可以 在主轴电动机的伺服系统中加功率限制 ， 使电动机的额定输出功率为 (30min 超载 )和(连续运转 )， 电动机的计算转速为 750r/min,即加大了恒功率区域。 图 31 JCS— 018A型加工中心的功率、扭矩特性曲线 (a)功率特性曲线； (b)扭矩特性曲线 图 31为该加工中心的功率 ， 扭矩特性曲线 ， 图中实线为电动机的特性 ， 虚线为主轴的特性。 其功率特性曲线如图 31(a)所示 ， 电动机转速范围为 45～ 4500r/min， 其中在 750～ 4500r/min转速范围内为恒功率区域。 电动机的运动经过 1/2齿形带轮传给主轴 ， 主轴的转速范围为～ 2250r/min， 主轴的计算转速为 375r/min， 转速在 375～ 2250r/min的范围内为主轴的恒功率区域 ， 在该区域内 ， 主轴传递电动机的全部功率 为 (连 续运转 )或 (30min超载 )。 其扭矩特性曲线如图 31(b)所示 ,电动机转速在 45～ 750r/min 18 范围内为恒扭矩区域 ， 其连续运转的最大输出扭矩为 70N178。 M， 电动机30min超载时的最大输出扭矩为 178。 M。 主轴恒功率区域的转速范围为 ～ 375r/min， 最大输出扭矩分别为 140N178。 M和 191N178。 M。 通过本章的设计计算和选型，确定了 JCS018型立 式加工中心总体设计需要的基本参数。 构成机床主体功能的三向进给运动以及主传动的传动链的动力参数、执行元件规格得到了确定。 19 第 四 章 加工中心 主体结构原理性设计 本章在 加工中心 传动设计计算的基础上，进行 加工中心 主体结构的原理性设计。 作为 加工中心 的总体设计 ，需要对 加工中心 传动系统的结构进行统一的设计规划；对 加工中心 需要满足的主要辅助功能提供切实可行的实施方案。 JCS018型立 式 加工中心的结构设计主要进行三向进给传动结构、主轴传动结构， XY工作台 、刀库等扩展功能机构的设计。 4． 1 三向进给传动结构设计 JCS018型立式 加工中心的进给传动采用三个坐标分离传动。 X、 Y、Z三个轴各有一套基本相同的进给伺服系统，分别与工作台、滑座和主轴箱相连。 加工中心沿 X， Y， Z三个坐标轴的进给运动分别是由三台功率为 FANUCBESKDC15型宽调速直流伺服电 机直接带动滚珠丝杠旋转来实现的。 该立式加工中心 X、 Y轴的快速移动速度为 14m/min， Z轴的快移速度为 10m/min。 由于主轴箱垂直运动，为防止滚珠丝杠因不能自锁而使主轴箱下滑， Z轴电机带有制动器。 在前章三向进给传动系统设计 计算 中已经叙述，本机床采用进给电机与滚珠丝杠直联驱动的方式。 联结件采用无齿隙弹性联轴器。 滚珠丝杠的常用安装方式有三种： 1．一端固定，一端自由．适用于短丝杠和竖直安装的丝杠。 2．一端固定，一端简支。 适用于较长的卧式安装丝杠。 3．两端固定．适用于长丝杠或高转速、要求高拉压刚度的场合。 这种方式还可以对丝杠进行预拉伸。 丝杠在工作时将要发热，其温度将高于机床本体零件。 由于丝杠的热膨胀，进给传动的定位精度将要超差，为此，需要将丝杠进行预拉伸。 丝杠在定制时，全长的目标行程应等于公称行程减去预拉伸量。 丝杠安 20 装时，通过预拉伸恢复公称值。 当丝杠发热膨胀时，公称行程保持不变，只是拉伸量减少，即丝杠拉伸力被抵消。 数控机床进给传动的丝杠支撑需要采用可靠适用的预拉伸结构。 滚珠丝杠的载荷主要是轴向的，径向除了 立 式丝杠的自重外。 一般无外载荷，因此对丝杠两端支撑轴承的轴向精度和轴向刚度要求相对更高。 作为进给系统 ，传动丝杠对微小的位移 (即微小的转角 )要有高灵敏的响应，故要求支撑轴承的摩擦力矩要低。 按照这样的要求，需要采用专门的丝杠支撑轴承。 目前使用最广泛的有两种：接触角为 60176。 的推力角接触球轴承和滚针一双向推力圆柱滚子组合轴承。 其中，推力角接触球轴承的摩擦力矩比组合轴承小，但刚度更低，适用于较高速的进给传动；而组合轴承适用于重载、转速相对较低、需要丝杠预拉伸并且要求轴向高刚度的场合。 本次 JCS018型立式 加工中心丝杠支撑轴承选用接触角为 60176。 的推力角接触球轴承。 推力角接触球轴承需要进行组合安装以实现丝杠的两端固 定以及预拉伸功能。 推力角接触球轴承的基本组合方式有：背靠背、面对面和同向。 其中，前两种方式能够承受双向的推力 ； 同向组合只能承受单向的推力，但承载能力较高。 在三种基本组合方式的基础上，根据具体的承载要求，可以派生出其它复合配对组合方式。 组合配对的角接触轴承需要施加一定的预加载荷，消除配对间隙。 轴承制造厂可以按照用户需求，提供几种预紧状态的配对角接触轴承。 从经济和快捷的角度出发，也提供精度稍差的万能配对 (也称自由组合 )轴承。 X、 Z向进给传动结构 机床的 X、 Y向同为水平运动方向，可以采用相同的传动 结构。 结构示意图见图 41。 21 图 4l X、 Y向进给 传 动结构示意图 图中零件明细如下表 ： 表 4． 1 X、 Y向进给传动结构示意零件明细表 序号 名称 分类 规格 备注 1 进给电机。