大型机床进给系统动态分析学士学位论文.doc

2014 届机械设计制造及其自动化毕业设计（论文）

测试实验密切结合, 运用模态参数识别技术得到机床结构的模态频率、阻尼比和振型,从而为机床动态特性的深入研究、分析机床动态薄弱环节及机床结构优化设计提供科学的依据。

当今世界，工业发达国家对机床工业高度重视，竞相发展机电一体化、高精、高效、高自动化先进机床，以加速工业和国民经济的发展。长期以来，欧、美、亚在国际市场上相互展开激烈竞争，已形成一条无形战线，特别是随着微电子、计算机技术的进步，再制造机床在 21 世纪加速发展，各方用户提出更多需求，四大国际机床展早己成为各国机床制造商竞相展示先进技术、争夺用户、扩大市场的焦点。中国加入 WTO 后，正式参与世界市场激烈竞争，今后如何加强机床工业实力、加速机床产业发展，实是紧迫而又艰巨的任务。

随着世界科技进步和机床工业的发展，加快发展再制造机床产业也是我国装备制造业发展的现实要求。根据中国机床工具工业协会组织用户调查表明，航天航空、国防军工制造业需要大型、高速、精密、多轴、高效的机床;汽车、摩托车、家电制造业需求高效、高可靠性、高自动化的机床和成套柔性生产线;

电站设备、造船、冶金石化设备、轨道交通设备制造业需求高精度、重型为特征的机床;制造业、生物工程等高技术产业需求纳米级亚微米级超精密机床;工

程机械、农业机械等传统制造行业的产业升级，特别是民营企业的蓬勃发展，需要大量机床进行装备。国民经济可以被看成是一部巨型的从资源到产品及服务的转化器，生产这个转化器的就是机械制造业，机械制造业为国家重点建设提供成套技术设备，是关系国计民生、涉及国家经济安全的产业。各个工业化国家经济发展的历史表明，没有强大的机械制造业，就不可能实现国民经济的工业化、现代化和信息化。

1.3 进给系统研究主要内容

1、总体方案的确定

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（1）数控装置设计参数的确定或机床改造部分及原有总体情况的描述；（2）方案的分析、比较、论证。

2 伺服系统的机械传动的设计计算要求（1） 伺服系统的动力学参数计算；（2） 伺服系统的运动学参数计算；

（3） 确定伺服系统传动原件及导向元件；（4） 确定伺服电机；（5） 运动及动力学参数校核计算；

（6） 绘制伺服系统、主轴部件等机械结构装配图。

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第 2 章 系统总体方案设计

2.1 系统总体方案设计的内容

数控系统总体方案设计的内容包括：系统运动方式的确定，伺服系统的选

择，执行机构的结构及传动方式的确定等内容。应根据设计任务和要求提出系

统的总体方案，对方案进行论证，最后确定总体方案。

执行机构传动方式的确定：

为了确保数控系统的川东南精度和工作平稳性，在设计机械传动进度和工

作平稳性，在设计机械传动装配时，通常提出低摩擦、低惯量、高刚度、无间

隙、高谐振及有适宜阻尼比的要求。在设计中应考虑一下几点：

（1）尽量采用低摩擦的传动和导向元件，如采用滚珠丝杠螺母传动副、贴

塑导轨、滚动导轨等。

（2）尽量消除传动间隙。主传动系统的设计：

数控机床的主传动系统除应满足普遍机床主传动要求还提出如下的要求：具有更大的调速范围，并实现无极调速，数控机床就要为了保证加工时能选用合理的切削用量，充分发挥刀具的切削性能，从而获得最高的生产率、加工精度和表面质量，必须具有更高的转速和更大的调速范围。

具有较高的精度和刚度，传动平稳性，噪音低，数控加工精度的提高，与主传动的刚度密切相关。

具有良好的抗震性和热稳定性，数控机床上一般要进行粗加工又要进行精加工；加工时由于断续切削，加工余量不均匀、运动部件不平衡以及切削过程中的自激震动等原因引起的冲击或交变力的干扰，使主轴产生振动，影响加工精度和表面粗糙度，严重时甚至破坏刀具或零件使加工无法进行。因此，在主
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传动系统中的各主要零部件不仅要有一定的静刚度，而且还要有足够的抑制各

种干扰力引起振动的能力——抗振性。

机床在切削加工中主传动系统的发热使其中所有零部件产生热变形，破坏

了零部件之间的相对位置精度和运动精度造成的加工误差，且热变形限制了切

削用量的提高，降低了传动效率，影响了生产率。为此株主轴部件具有较高的

热稳定性。

系统框图如下所示：

根据初始参数

确定丝杠上的动载荷为丝杠的选

根据齿数比
确定切削力

取提供依据

确定减速机构

根据转矩匹配
对各部分进行校核

确定支撑件

确定电机

校核后均满足要求

简历仿真模型

动态仿真分析

得出分析结论提出改进方案

图 2.1 系统框图

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2.2 系统原理图

图 2.2 系统原理图

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第 3 章 进给系统机械部分设计

3.1 技术参数

切削力的大小可用各种测力仪测得，也可用实验得出的近似公式计算：
P = Ct X PZ s YPZ k
（2.1）
ZPZ

k = k料PZ kvPZ kj PZ kg PZ khPZ
（2.2）
P
= C
t X PZ s YPZ kk
k k k
(公斤力)
（2.3）
Z
PZ
料PZ
vPZ j PZ g PZ
hPZ

式中 CPZ ——系数。决定于工件材料和加工方法，在一定的切削条件（v、

s、t 固定）下，CPZ 为一常数。CPZ 大表示工件材料的加工性差；CPZ 小表示工

件材料的加工性好。

k——总的修正系数。决定于工件材料、切削用量和刀具几何形状等。错

误!未指定书签。

k料PZ kvPZ kj PZ kg PZ khPZ ——分别为工件材料、切削速度、主偏角、前角、刀具

磨损限度对 P 的修正系数。

X PZ 、YPZ ——指数。一般情况下 X PZ > YPZ 。这说明吃刀深度对切削力的影

响要比走刀量对切削力的影响大。

下表所列为的系数、指数和修正系数。这些系数在下列条件下制定：刀片

材料为硬质合金，工件材料为碳素结构钢，sb = 75公斤力/ 毫米2 ，v = 50米/ 分，

j = 45o ， g = +10o ， l = 0o ，后刀面磨损限度 h = 0.9 : 1.2毫米 ，切削时不用冷

却液，车削外圆。

它们的系数、指数和修正系数之值也各有不同，可从有关手册中查得。

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表 2.1 切削力参数选择

系
数
及
指

数

工件材料
CPZ

X PZ

YPZ

结构钢
167

1.0

0.75

修
正
系
数

工件材料
sb =
40 : 50

50 : 60
60 :
70
70 : 80

80 : 90
90 : 100

k料PZ =
0.84

0.90
0.95

1.0

1.04
1.09

切削速度
v=
50

100
200

300

400
500

kvPZ =
1.0

0.90
0.82

0.77

0.74
0.71
主偏角
φ=
30°

45°
60°

70°

90°

kjPZ =
1.08

1.0
0.94

0.94

0.89

前 角
γ=
+20°

+10°

0°

-10°

-20°

kg PZ =
0.90

1.0
1.1

1.2

1.3

后刀面磨
h=

0.9 : 1.2

1.5 :
2.0

损限度
khPZ =

1.0

1.05

脉冲当量是衡量数控机床加工精度的一个基本技术参数。经济型数控车床、

铣床常采用的脉冲当量是 0.01~0.005/脉冲，根据机床精度要求确定脉冲当量：

纵向：0.01mm/step；横向;0.005/step；此次设计的进给系统可加工最大的工

件直径为 320mm。

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3.2 切削力的计算

3.2.1 纵车外圆

主切削力：Fz=0.67D1.5=0.67×3201.5=3835.3N

按切削力各分力比例：

Fz:FX:Fy=1:0.25:0.4 Fx=3835.3×0.25=988.8N Fy=3835.3×0.4=1534.1N

3.2.2 横车端面

主切削力：Fz’=1/2Fz=（1/2）×3835.3N=1917.65N

此时走到抗力 Fy’、吃刀抗力 Fx’依然按上述经验公式粗略计算：

Fz‘:FX‘:Fy’=1:0.25:0.4 Fx‘=1917.65×0.25N=479.4N Fy’=1917.65×0.4=767.06N

3.3 纵向进给丝杠的设计计算

考虑到进给机构的稳定性和精度等问题，纵向进给丝杠导轨为综合型导轨。

3.3.1 牵引力的计算

Fm=KFx+f(Fz+G)

式中：K=1.15；F——滑动导轨摩擦系数：0.15~0.18，取 f=0.16；G——溜板及刀架重力：取 G=800N；

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代入得：Fm=1.15×958.8+0.16×（3835.3+800）=1844.7N

3.3.2 最大动载荷的计算

Q=L1/3×fw×Fm,L=(60×n×T)/106,n=(1000×Vs)/L0

式中：L0——为滚珠丝杠导程，初选丝杠导程为 L0=6mm；Vs——最大切削力下的进给速度，此处为 Vs=0.5mm/s；

T——为使用寿命，取 T=15000h；

fw——为运转系数，按一般运转取 fw=1.2~1.5，此处取 fw=1.2；

则：n=（1000×Vs）/ L0=1000×0.5/6=83.33r/min；L=（60×n×T）/106=60×83.33×15000/106=7.99； Q= L1/3×fw×Fm=74.991/3×0.12×1844.7=988.5；
由以上数据可初步将滚珠丝杠选定为 W1L3006 外循环螺纹调整的双螺母滚珠丝杠副，1 列 2.5 圈，额定动载荷为 14200N，行程公差为 V300p=12*10-3。

3.3.3 刚度校核

纵向进给系统支撑草图如下图所示：

图 3.3 纵向进给系统计算简图

L 支撑间距=L 行程+L 螺母总长+L 轴承宽度+L 圆整

=700+99+3×16+53=900mm

支撑间距 L=900mm，最大轴向力为 N，丝杠螺母及轴承均进行预紧，预紧力

为最大轴负载的 1/3。

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