双驱动滚动支承_直线进给系统设计与静动校核分析(编辑修改稿)

双驱动滚动支承_直线进给系统设计与静动校核分析(编辑修改稿)内容摘要：

min，故可认为丝杠最低转速为 0。 平均转速 nm=2250r/min。 丝杠的寿命取 15000h。 通过查表， fa 取 1， fw 取。 () 丝杠的当量载荷： () 所选的滚珠丝杠，其额定动载荷 Ca 不得小于此值 Cm，即 Ca≥Cm。 根据 FFZ 系列样本，选择 FFZ5010 型号的滚珠丝杠。 直径 50mm，导程 10mm，5 列。 额定动载荷为 Ca=64 kN，大于计算结果。 预紧力 Fp=Ɛ Ca，其中 Ɛ 为预加载本科生毕业设计说明书（论文） 第 8 页 共 39 页 荷类型系数，这里取去 Ɛ=。 则 Fp=26 kN。 由于 轴向最大载荷 Fmax*不超过预紧力的 3 倍， 所以 不 需要 对预紧力提出额外要求。 丝杠支承设计 滚珠丝杠常用的支承方 法 有 3 种。 表 21 丝杠的支承方式 本例 中 选取 “两端固定 ”的 支承方 法。 根据滚珠丝杠副的要求， FFZ5010 型号的滚珠 丝杠轴端直径不得超过 42mm， 故选 用 40mm 的轴承。 两端均 采用 60176。 角接触轴承的 40TAC72A 型推力角接触轴承 (内径 40mm，外径72mm，宽度 15 mm)。 关于轴承的安装方式，若采用面对面的安装方式，当中间轴由于热膨胀而 变长的时 候 ，轴承 的 游隙 会变小 ，很 可能 造成滚 珠 轴承卡死的情况。 故 在这里两组轴承均采用均背对背的安装方式。 本科生毕业设计说明书（论文） 第 9 页 共 39 页 图 23 成对轴承安装方式示意图 伺服电动机的选型 ： (1).工作载荷 的摩擦力矩： () (2).预加载荷产生的摩擦力矩： () 故最大切削力矩： T = Tf +Tp = Nm。 适当考虑轴承摩擦造成的摩擦力矩 Te。 所选伺服电机的额定转矩大于 25 Nm 较为合适。 ： (1)工件和工作台的惯量 转换 ： 工作台和工件总重量为 1500kg。 由于是双驱动进给，需 要 考虑转换系数，最终转动惯量折算到电机轴为： () (2)丝杠的惯量： 丝杠的直径为 50mm=，长度为 () (3)连接轴惯量： 选用弹性圆柱销联轴器（ JB10860Q1 型）， 许用最大转矩为 67Nm ，许用最高本科生毕业设计说明书（论文） 第 10 页 共 39 页 转速为 5400 r/min，均满足要求。 转动惯量为 kgm2 故总惯量为： () 根据交流伺服电机要求，负载惯量 ≤ 电机转子转动惯量 10（倍）。 所以，伺服电机的转子转动惯量应在 kgm2以上。 根据上述的计算要求可以先试选伺服 电机。 初步选择 BPA6 交流电机系列的 A60020 型号电机。 额定转矩 N m，大于最大切削负载转矩。 转子惯量 JM = kgm2，满足要求。 电机主要其他参数为：最大输出转矩 Tmax= Nm。 电势系数 Ke =1Vs/rad ,转矩系数 Kt =•m/A。 ： 空载加速转矩 是指： 执行部件从静止以阶跃指令加速到 最快进给速度 时 需要电机输出的转矩 ， 这个转矩不得超过伺服电动机的最大输出转矩 Tmax[5]。 空载加速时，主要 是 克服惯性，如果选择 A60020 型 号电机，则总惯量为： () 一般情况下， 伺服电动机的加速时间用 tac表示。 () 设置 伺服电机 驱动器的加减速时间为 s 即可。 导轨的设计计算 滚动导轨的设计主要是根据 滚动 导轨的工作条件 来选取 滚动导轨的型号，并进行合理的配置。 基本设计过程为：首先计算滚动导轨的受力，然后根据导轨的工作条件计算动载荷，再根据滑块的预期寿命推算出额定动载荷，再依此选择滚动导轨 及 滑块的型号。 ： 滚动导轨 主要是受到 切削力 、 工件和工作台重力的影响，在 进行 受力分析时必须将两者 同时 进行 考虑。 下面以图所示加工中心的导轨为例，分析受力情况。 一般情况下加工中心均是 采用两根导轨条，每条导轨上有两个滑块。 由于背向力 和摩擦力等 对载荷的影响很小，在这里忽略不计。 只考虑纵向进给力 F，重力 w，和竖直切削力 Fc 对滑块的影响。 本科生毕业设计说明书（论文） 第 11 页 共 39 页 在实际工作中，考虑到受力位置是不断变动的，所以 采用平均载荷 对滚动导轨 进行分析，在这里 认为平均受力点为工件中心。 图 24 工作受力示意图 (1)首先考虑重力 w 和竖直切削力 Fc 的作用： () (2)再考虑 F（ F=Fq）的作用： () () (3)综合载荷： () () (4)将最大纵向进给力、最大竖直切削力及最大工件及工作台重量代入公式，假设工件中心到丝杠中 心的距离为 250mm，两滑块之间的距离为 500mm。 () 本科生毕业设计说明书（论文） 第 12 页 共 39 页 () : 滚动导轨的计算和滚动轴承的计算相似，在一定的载荷下 移动 一定的距离， 90%的 滚动导轨 不发生点蚀，这个载荷称为额定动载荷，行走的距离 则 是额定寿命。 假设寿命要求为 15000 Km。 寿命计算公式为： () 由此推出 : () 由此选取型号为 LBB55RHL 型号的滚动直线导轨副，额定动载荷 kN。 工作台设计 工作台是零件加工的场所，是采用铸造技术，自行设计制造。 （ 1）尺寸设计 在本例中，尺寸方面没有严格的要求， 设定工作台尺寸为 1600 630 220mm。 （ 2） T 形槽设计 图 25 T 型槽尺寸示意图 根据工作台尺寸及厚度均匀原则。 选择 T 型槽尺寸为： A=28mm、 B=50mm、C=20mm、 H=48mm、 P=100mm。 本科生毕业设计说明书（论文） 第 13 页 共 39 页 （ 3）与导轨滑块的连接设计 工作台需要与 4 个导轨滑块连接，故在工作台底端设置 4 个与滑块连接的装置。 在工作台底端增加四个用于连接的薄板，并在薄板上方增开 4 个长方体的凹槽，用于给扳手提供活动空间，方便拧紧螺母。 具体结构如图 26 所示。 图 26 工作台局部结构 （ 4）支撑结构设计 由于设置连接部分，所以工作台下半部分厚度很大，如果做成实心结构则会导致工作台笨重。 故需要设置成筋板结构。 由于没有排放碎屑等要求，所以选用最简单的筋板结构，镂空成长方体阵列，并在长方体之间用圆柱导通。 同时地面还要保留安装丝杠螺母的位 置。 具体结构如图 27 所示。 图 27 工作台底部结构 本科生毕业设计说明书（论文） 第 14 页 共 39 页 底座设计 底座是整个进给系统的总体支撑部分，用来放置导轨、工作台、轴承座等部件。 底座必须保证合理的结构布局，通过螺栓连接可以固定各个部件。 为了满足高速、高精度的测试要求，底座必须具有良好的刚度，并且有很好动态特性。 底座通常为类长方体，考虑到节省材料并保证刚度，合理设计底座支撑架的形状和 尺寸，可以在 节省材料的情况下得到符合要求 的静刚度和 比较合适 的固有频率。 考虑到要方便排放碎屑， 在底座上面凹槽部分上下打通，方便碎屑排放。 具体结构如图所示。 图 28 导轨安装位置 图 29 轴承座安装位置 本科生毕业设计说明书（论文） 第 15 页 共 39 页 图 210 底部支撑架结构 系统刚度的验算 进给 驱动 系统设计要求的定位精度为。 其中 0级丝杠 V300=。 其余误差为在载荷作用下，各个环节的位移。 （ 1）伺服刚度 KR () 伺服电动机的增益，等于 伺服电机 的角速度与输入电压之比。 输入电压， 大部分被反电动势所平衡， 少量 的 消耗于电枢回路的阻抗 [5]。 忽略次要影响因素， 可以 认为“ 输入电压 =反电动势 ”。 伺服电动机的反电动势系数 KM 指的是 ： 伺服电动机的 反电动势与角速度之比。 即 ： () A60020 型伺服电机的电势系数 Ke =1 V s/rad ,转矩系数 Kt = N•m/A， RM =。 伺服系统的 Ks=8 1/s（ Ks 为系统增益，由试取后经过验算得到） ，取 Kvo =2 8=16 V/V。 则： () 本科生毕业设计说明书（论文） 第 16 页 共 39 页 折合到执行部件的直线刚度为 () （ 2）滚珠丝杠的拉压刚度 Ktmin 本例 中 丝杠 采用的是“ 两端固定 “ 的 轴承 支承方法 ， 丝杠的 拉压刚度 固定， 不 受螺母 在丝杠中的位置变化 的影响。 工作台 的 行程为 900mm。 当螺母移到距定位点最近处时，还应保留一定的距离，设为 150mm。 故距离 l=900+150=1050mm=。 代入公式 () 式中 di—丝杠底径，等于公称直径减球径。 本例中的公称直径为 50mm，球径等于 ，故 di= = = () （ 3）丝杠轴承的轴向刚度 Kba 丝杠轴承为 40TAC72A 型，查文献得两列组合型的轴向刚度 Kba 为 1230 N/181。 m。 （ 4）综合刚度 一般来讲， 进给系统的 刚度的 主要影响 环节是丝杠的拉压刚度、伺服系统刚度和轴承的刚度，丝杠螺母之间的接触刚。