GMF-1龍門(mén)立式加工中心X軸的設(shè)計(jì)SW三維及3張CAD圖

GMF-1龍門(mén)立式加工中心X軸的設(shè)計(jì)SW三維及3張CAD圖,GMF,龍門(mén),立式,加工,中心,設(shè)計(jì),SW,三維,CAD 目錄 X軸設(shè)計(jì) 1 1.1GMF構(gòu)成 1 1.2設(shè)計(jì)依據(jù) 1 1.3總體方案設(shè)計(jì) 1 第二章 設(shè)計(jì)計(jì)算 2 2.1主切削力及其切削分力計(jì)算 2 2.2 導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算 3 2.3滾珠絲桿螺母副及軸承選型號(hào) 3 2.3.1計(jì)算滾珠絲杠螺母副的軸向力 3 2.4滾珠絲杠的動(dòng)載荷計(jì)算與直徑估算 4 2.5滾珠絲桿螺母副的承載能力校驗(yàn) 10 2.5.1滾珠絲桿螺母副臨界壓縮載荷的校驗(yàn) 10 2.5.2滾珠絲桿螺母副臨界轉(zhuǎn)速的校驗(yàn) 10 第四章 驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的選型 12 4.1驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的選型與計(jì)算 12 4.1.1計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載慣量 12 4.1.2計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩 12 4.1.3選擇驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的型號(hào) 13 第四章 總結(jié) 15 參考文獻(xiàn) 16 致謝 17 II X軸設(shè)計(jì) 1.1GMF構(gòu)成 GMF龍門(mén)立式加工中心結(jié)構(gòu)如圖1所示，機(jī)床立柱固定在底座上，工作臺(tái)在底座上做前后方向（Y方向）運(yùn)動(dòng)，主軸箱在鞍座帶著主軸箱在立柱上做左右方向（X方向）運(yùn)動(dòng)，主軸箱在鞍座上做上下方向（Z 立柱方向）運(yùn)動(dòng)。 1.2設(shè)計(jì)依據(jù) 工作臺(tái)（長(zhǎng)×寬）為2200×1100mm，門(mén)寬1300mm，X軸行程為2000mm，X軸最大快進(jìn)速度12m/min，定位精度0.021mm，重復(fù)定位精度0.02mm，主軸馬達(dá)功率15KW。 1.3總體方案設(shè)計(jì) 采用伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)用滾珠絲杠將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為橫向移動(dòng)，對(duì)滾珠絲杠螺母副采用預(yù)緊措施，并對(duì)滾珠絲杠進(jìn)行預(yù)拉伸，采用膜片彈性聯(lián)軸器將伺服電動(dòng)機(jī)與滾珠絲杠直連。 18 第二章 設(shè)計(jì)計(jì)算 2.1主切削力及其切削分力計(jì)算 1、主切削力 查GMF龍門(mén)立式加工中心的技術(shù)參數(shù)可知，最大刀具直徑100mm，其主軸轉(zhuǎn)速為240r/min，當(dāng)機(jī)床在該參數(shù)下滿(mǎn)載運(yùn)行時(shí)，主軸具有最大扭矩，并能傳遞主軸電機(jī)的全部功率。工作臺(tái)承重800kg（所受重力W=8000N）。銑刀的切削速度為 機(jī)床主軸傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率，主軸電機(jī)功率PE=15kw，則主切削力為 各切向分力 由表2-1工作臺(tái)工作載荷與切向切削力的經(jīng)驗(yàn)比值可計(jì)算出工作臺(tái)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(tái)工作載荷與切向切削力的經(jīng)驗(yàn)比值 2.2 導(dǎo)軌摩擦力的計(jì)算 1、切削狀態(tài)下的導(dǎo)軌摩擦力 工作臺(tái)導(dǎo)軌選用矩形導(dǎo)軌，在與與之相配合的導(dǎo)軌動(dòng)面上貼聚四氟乙烯導(dǎo)軌板，則導(dǎo)軌動(dòng)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(dǎo)軌摩擦力和導(dǎo)軌靜摩擦力 2.3滾珠絲桿螺母副及軸承選型號(hào) 在半閉環(huán)控制方式中,?機(jī)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(dǎo)程誤差對(duì)機(jī)床定位精度的影響最明顯。因此根據(jù)機(jī)床定位精度要求,?首先確定絲桿導(dǎo)程精度,?再根據(jù)機(jī)床行程、快速移動(dòng)速度、承載要求,?確定絲桿軸長(zhǎng)、導(dǎo)程和直徑。絲杠型號(hào)確定后根據(jù)其軸徑可選擇軸承型號(hào)。 2.3.1計(jì)算滾珠絲杠螺母副的軸向力 1、 計(jì)算最大軸向負(fù)載力 2、 計(jì)算最小軸向負(fù)載力 2.4滾珠絲杠的動(dòng)載荷計(jì)算與直徑估算 1、確定滾珠絲杠的導(dǎo)程 根據(jù)已知條件，取電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速，則絲杠導(dǎo)程為 2、計(jì)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(qiáng)力切削時(shí)的軸向載荷定為最大軸向載荷，快速移動(dòng)時(shí)的軸向載荷定為最小軸向載荷。一般粗加工和精細(xì)加工時(shí)，滾珠絲杠螺母副的軸向載荷F2、F3分別按下列公式計(jì)算： ， 計(jì)算結(jié)果如表2-3所示 表2-3 龍門(mén)立式加工中心滾珠絲杠計(jì)算 切削方式 軸向載荷/N 進(jìn)給速度（m/min） 時(shí)間比列q（%） 備注 強(qiáng)力切削 7621.3 10 粗加工 3174.3 30 精加工 2031.1 50 快速移動(dòng) 1650 10 （2） 計(jì)算滾珠絲杠螺母副在各種切削力作用下的轉(zhuǎn)速 （3）計(jì)算滾珠絲杠螺母副的平均轉(zhuǎn)速 （4）計(jì)算滾珠絲杠螺母副的平均載荷 （5） 計(jì)算滾珠絲杠額定動(dòng)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(jí)為2級(jí)，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(jī)床設(shè)計(jì)的額定壽命，則滾珠絲杠額定動(dòng)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(jì)算滾珠絲杠的最大軸向載荷 因?qū)L珠絲杠螺母副實(shí)施預(yù)緊，由表2-7查得遇見(jiàn)愛(ài)動(dòng)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(dòng)載荷系 （7）確定滾珠絲桿預(yù)期的額定動(dòng)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(tái)的定位精度為21，重復(fù)定位精度為20，根據(jù)公式重復(fù)定位精度和定位精度以及定位精度和重復(fù)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(jī)床工作臺(tái)（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(gè)固定支承之間的距離為L(zhǎng)=行程+安全行程+2×余程+螺母長(zhǎng)度+支承長(zhǎng)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(hào) 根據(jù)計(jì)算所得的、，初步選擇FFZD型內(nèi)循環(huán)墊片預(yù)緊螺母式滾珠絲桿螺母副FFZD5005-3，其公稱(chēng)直徑、基本導(dǎo)程、額定動(dòng)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(yù)緊力 7）計(jì)算滾珠絲桿螺母副的目標(biāo)行程補(bǔ)償值和預(yù)拉伸力 (1)按式計(jì)算目標(biāo)行程補(bǔ)償值 其中---目標(biāo)行程補(bǔ)償值； ---溫度變化值（），一般情況下為2~3； ---絲桿的線(xiàn)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(xiàn)膨脹系數(shù)，滾珠絲桿副的有效行程 =工作臺(tái)行程+安全行程+2×余程+螺母長(zhǎng)度 =（2000+100+2×20+146）mm=2286mm, 故 (2)按式計(jì)算滾珠絲桿的預(yù)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(hào) （1）按式計(jì)算軸承所承受的最大軸向載荷。 (2)計(jì)算軸承的預(yù)緊力 計(jì)算軸承的當(dāng)量軸向載荷 (4)按式計(jì)算軸承的基本額定動(dòng)載荷。 已知軸承的工作轉(zhuǎn)速，軸承所受的當(dāng)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?yàn)?，所以查?-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(dòng)軸承的規(guī)格型號(hào) 由于滾珠絲桿螺母副擬采取預(yù)拉伸措施，所以選用60°角接觸球軸承組背對(duì)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(gè)固定端均選擇角接觸球軸承兩件一組背對(duì)背安裝，組成滾珠絲桿的兩端固定支承方式。軸承的型號(hào)為S7309，尺寸（內(nèi)徑×外徑×寬度）為45mm×100mm×25mm，選擇脂潤(rùn)滑。該軸承的預(yù)載荷能力為2250N，大于計(jì)算所得的軸承預(yù)緊力=1438.2N。并在脂潤(rùn)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(mǎn)足要求。該軸承的額定動(dòng)載荷為=32000N，而該軸承在20000h工作壽命下的基本額定動(dòng)載荷=42985.1N，也滿(mǎn)足要求。 2.5滾珠絲桿螺母副的承載能力校驗(yàn) 2.5.1滾珠絲桿螺母副臨界壓縮載荷的校驗(yàn) 本滾珠絲桿支承方式采用預(yù)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(yàn) 由以上的計(jì)算可得滾珠絲桿螺母副臨界轉(zhuǎn)速的計(jì)算長(zhǎng)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(yuǎn)遠(yuǎn)小于其臨界轉(zhuǎn)速，故滿(mǎn)足要求。 表2-9 與支撐方式有關(guān)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(dòng)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(yàn) 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(shí)，其中90％不發(fā)生疲勞剝落的情況下運(yùn)轉(zhuǎn)的總轉(zhuǎn)速。查參考文獻(xiàn)[1]附錄A表A-3得滾珠絲桿的額定動(dòng)載荷，運(yùn)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(lái)講，在設(shè)計(jì)數(shù)控機(jī)床時(shí)，應(yīng)保證滾珠絲桿螺母副的總時(shí)間壽命，故滿(mǎn)足要求。  第四章 驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的選型 4.1驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的選型與計(jì)算 4.1.1計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載慣量 （1）計(jì)算滾珠絲杠的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。 滾珠絲杠的密度，可得 （2）計(jì)算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動(dòng)量。 （3）計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的移動(dòng)部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。 已知機(jī)床執(zhí)行部件（即工作臺(tái)、工件、夾具）的總質(zhì)量，電動(dòng)機(jī)每轉(zhuǎn)一圈，機(jī)床執(zhí)行部件在軸上移動(dòng)的距離,則由式得 （4）由式計(jì)算加在電動(dòng)機(jī)軸上總的負(fù)載轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。 4.1.2計(jì)算折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩 （1）計(jì)算切削負(fù)載力矩。 已知在切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸的軸向負(fù)載力，電動(dòng)機(jī)每轉(zhuǎn)一圈，機(jī)床執(zhí)行部件在軸向移動(dòng)的距離，進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)總效率，由式得 （2）計(jì)算摩擦負(fù)載力矩 已知在不切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸的軸向負(fù)載力（即為空載時(shí)的導(dǎo)軌摩擦力），由式得 （3）計(jì)算由滾珠絲杠的預(yù)緊而產(chǎn)生的附加負(fù)載力矩。 已知滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力，滾珠絲杠螺母副的基本導(dǎo)程，滾珠絲杠螺母副的效率，由式得 4.1.3選擇驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的型號(hào) 通過(guò)以上計(jì)算和查參考文獻(xiàn)[1]表2-47，選擇交流伺服電動(dòng)機(jī)為日本FANUC公司生產(chǎn)的型驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)。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(dòng)慣量；質(zhì)量。現(xiàn)按5倍計(jì)算額定力矩，電動(dòng)機(jī)的加速力矩為60，均大于本機(jī)床工作臺(tái)的線(xiàn)性加速時(shí)所需的空載啟動(dòng)力矩以及階躍加速時(shí)所需的驅(qū)動(dòng)，本電動(dòng)機(jī)均滿(mǎn)足要求。 （2）慣量匹配驗(yàn)算。 系統(tǒng)的負(fù)載慣量與伺服電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之比一般應(yīng)滿(mǎn)足式而在本設(shè)計(jì)中： 故滿(mǎn)足慣量匹配要求。  第四章 總結(jié) 本設(shè)計(jì)根據(jù)題目要求，對(duì)GMF-1龍門(mén)立式加工中心X軸進(jìn)行了設(shè)計(jì)，在參考已有相關(guān)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，以機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)制造理論等課程為設(shè)計(jì)支柱，對(duì)GMF-1龍門(mén)立式加工中心X軸進(jìn)行了設(shè)計(jì)。主要設(shè)計(jì)內(nèi)容如下： 1.設(shè)計(jì)了GMF-1龍門(mén)立式加工中心X軸的總體方案，設(shè)計(jì)的由伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)，滾珠絲杠進(jìn)行動(dòng)力傳遞。 2.對(duì)甘滾珠絲杠螺母副和軸承進(jìn)行了選型計(jì)算，并對(duì)其可靠性進(jìn)行了驗(yàn)算。 3. 利用solid works三維軟件繪制了三維模型，并對(duì)關(guān)鍵部件繪制了二維圖紙。 參考文獻(xiàn) [1] 孫宏昌.華中數(shù)控系統(tǒng)裝調(diào)與實(shí)訓(xùn).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2012. [2] 范超毅，趙天嬋等.數(shù)控技術(shù)課程設(shè)計(jì).武漢:華中科技大學(xué)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(cè).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2012. 19 致謝 本設(shè)計(jì)是在xx老師的悉心指導(dǎo)下完成的，從最初的選定設(shè)計(jì)題目直到現(xiàn)在設(shè)計(jì)的完成，花費(fèi)了老師很多時(shí)間和精力，在此，謹(jǐn)向xx老師表達(dá)我最衷心的感謝并致以崇高的敬意，感謝您在百忙之中對(duì)我畢業(yè)設(shè)計(jì)的悉心指導(dǎo)。感謝梧州學(xué)院對(duì)我大學(xué)期間的培養(yǎng)，讓我擁有了立足社會(huì)的基本技能，在此也祝母校越辦越好，為社會(huì)培育更多的人才。感謝大學(xué)四年來(lái)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(shí)的專(zhuān)業(yè)知識(shí)基礎(chǔ)。感謝班級(jí)的同學(xué)、室友，能和你們一起度過(guò)大學(xué)時(shí)光真好。感謝家人朋友在我遇到困難時(shí)對(duì)我的幫助和支持，有你們一路相伴，我的人生變得幸福美滿(mǎn)。正是因?yàn)橛辛四銈兊闹С趾凸膭?lì)，此次畢業(yè)設(shè)計(jì)才會(huì)順利完成。