数控软片裁片设备设计方案ggcm

第一章 设计任任务书及及及总体体设计方方案1.1 设计任任务书数控软片片裁片设设备主要要用于实实现绝热热软片（22-100）mmm倒边的的裁制。该该设备要要求操作作简单、方方便，结结构材料料采用不不锈钢或或其它金金属材料料，确保保该部分分具有一一定的刚刚度、耐耐磨性能能及机械械加工质质量，同同时要求求设备表表面美观观大方，软软片倒边边裁制速速度可调调，并提提供刀具具移动速速度显示示。数控绝热热软片裁裁片、倒倒边设备备由裁片片、倒边边模具，软软片裝夹夹部分及及控制部部分组成成。裁片片、倒边边模具，软软片裝夹夹部分主主要用于于实现裁裁片模具具、软片片的定位位及裝夹夹。要求求该部分分模具定定位、软软片裝夹夹操作方方便快捷捷。且在在裁片、倒倒边裁制制过程中中以及受受力状态态下保持持模具、软软片紧固固。并提提供模具具裝夹力力值显示示。控制制系统主主要用于于实现刀刀具运动动、裝夹夹部分运运动的自自动控制制。通过过软片裁裁片、倒倒边裁制制过程的的位移、速速度控制制，以保保证软片片裁制度度质量及及精度。软片裁制制基本外外型有三三种：长长方形、扇扇形、圆圆形。所所裁软片片最大尺尺寸如下下：圆片：minn外径65mmmmaxx外径5000mm扇形片：最大弧弧长9000mmm，高5500mmm长方形片片：最大大尺寸110000mmXX7500mm要求软片片裁制倒倒边尺寸寸精度为为0.55mm，为提高裁片效率，对2mm、3mm厚软片可实现双层叠放裁制。以某一特定发动机裁片时间为依据，要求全部裁完软片的时间少于手工裁片时间的20长方形片片绝热材材料软片片倒角即即裁制斜斜边宽度度要求如如下：（1）22mm软软片倒边边宽度为为片厚的的（2-7）倍倍。（2）33mm以以上软片片倒边宽宽度为片片厚的（22-5）倍倍最后附上上几种绝绝热材料料的资料料：l 5-IIII材料料：主要要组份为为丁腈橡橡胶、酚酚醛树脂脂。未固固化材料料的邵氏氏硬度为为40-50。材材料的延延伸率1700l 96211材料：主要组组份为丁丁腈橡胶胶。未固固化材料料的邵氏氏硬度为为20-30。材材料的延延伸率2000l VI材料料：主要要组份为为丁腈橡橡胶、酚酚醛树脂脂、碳纤纤维。未未固化材材料的邵邵氏硬度度为800-900。材料料的延伸伸率151.2 设计方方案的拟拟定1.2.1概述述为了满足足用贴片片机在火火箭发动动机内粘粘贴橡胶胶衬板的的需要，橡橡胶衬板板的加工工必须规规范化并并保证足足够的精精度，数数控橡胶胶软片裁裁片机必必须与贴贴片机紧紧密配合合，与贴贴片机的的工艺要要求相适适应。这这就要求求数控橡橡胶软片片裁片机机自动化化程度高高，橡胶胶软片裁裁片时安安装方便便，定位位便捷，把把操作人人员的劳劳动强度度减到最最低，同同时获得得最高的的工作效效率。1.2.2系统统原理及及功能1.2.2.11系统组组成本机由台台架、大大臂、小小臂、升升降臂、刀刀杆、真真空转盘盘、真空空泵和驱驱动控制制系统等等几大部部分组成成，其结结构如图图2-11所示。图2-11 数控控橡胶衬衬板倒边边机结构构图1.2.2.22 工作作原理(1) 大、小小臂运动动带动刀刀具实现现平面(X、YY)进给给运动，真真空转盘盘回转（CC）带动动夹具和和工件实实现圆周周进给和和分度。为为了能够够切出曲曲边坡口口，上述述三个运运动需要要联动控控制。(2) 升降臂臂的升降降(Z)和刀杆杆的摆动动(B)用于调调整刀具具位置和和切削角角度。可可以单独独控制。(3) 刀杆轴轴带动刀刀盘回转转形成主主切削运运动。根根据橡胶胶软片的的厚度及及刀具几几何形状状的不同同刀具回回转存在在一个最最佳速度度，因此此刀具回回转角速速度必须须能够连连续可调调。(4) 工件用用真空吸吸盘吸附附夹紧，一一次装卡卡可自动动完成切切边、倒倒坡口等等操作。数控橡胶胶软片裁裁片机的的运动链链如图22-2所所示。图2-22 数控控橡胶软软片裁片片机的运运动链1.2.2.33控制系系统本机运动动控制需需要采用用六轴轴轴三联动动控制系系统，大大、小臂臂驱动轴轴(X、YY)和真真空转盘盘回转轴轴（W）用用交流伺伺服电机机驱动，并并需三轴轴联动，以以实现直直线和圆圆弧插补补；升降降臂的升升降轴(Z) 和刀盘盘回转轴轴（主轴轴）单独独控制，其其中升降降轴用交交流伺服服电机驱驱动；而而刀盘回回转轴用用交流电电机驱动动，通过过变频调调速器控控制其转转速。摆摆动轴用用交流电电机驱动动，以便便获得坡坡口所需需的角度度。运动动控制采采用工控控机IPPC和美美国GAALILL公司生生产的多多轴运动动控制器器组成开开放性数数控系统统，具有有内置的的可编程程序控制制器PLLC功能能，便于于对开关关量进行行控制，对对于常用用规格产产品可储储存其加加工程序序，加工工过程自自动进行行。1.2.2.44性能能指标(1) 本机可可以对厚厚度为22100mm的的橡胶软软片进行行直线、曲曲线切边边和倒坡坡口操作作。(2) 根据切切削试验验结果，本本机倒坡坡口角度度可达到到,由表表10-40查查得 18，取取1994. 带轮节径径5. 带速 6. 初定中心心距7. 选用带长长及齿数数按表100-366选用 ，代号号120008. 求理论中中心距采用中心心距可调调，9. 齿轮啮合合齿数10. 基本额定定功率mm, 查表110-441得 =2444.446N, m=0.0095KKG/mm11. 带宽查表100-377选取标标准带宽宽 25.4mmm 代号号100012. 作用于轴轴上的力力2.1.3滑动动导轨的的选择本书考虑虑满足机机床传动动的精度度要求，故故初步决决定选用用精度很很高的HHIWIIN线性性滑动导导轨，此此种线性性滑轨为为一种滚滚动导引引，藉由由钢珠在在滑块与与滑轨之之间作无无限滚动动循环，负负载平台台能沿着着滑轨轻轻易地以以高精度度作线性性运动。与与传统的的滑动导导引相比比较，滚滚动导引引的摩擦擦系数可可降低至至原来的的1/550，由由于起动动的摩擦擦力大大大减少，相相对的较较少无效效运动发发生，故故能轻易易达到m级进进给及定定位。再再加上滑滑块与滑滑轨间的的束制单单元设计计，使得得线性滑滑轨可同同时承受受上下左左右等各各方向的的负荷，上上述所列列特点并并非传统统滑动导导引所能能比拟，因因此采用用此导轨轨能大幅幅提高设设计机器器的精度度和机械械效能。根据龙门门架的传传动要求求及设计计尺寸，初初步选用用LGWW 255CB型型号，查查表得：基本动额额定负荷荷C=224100kgff2336188N，基本静额额定负荷荷 =3380224N，容许静力力矩2.1.4线性性滑轨寿寿命计算算2.1.4.11基本静静额定负负荷计算算导轨的基基本静额额定负荷荷为刀架架部件的的总重量量，即由于有两两个线性性导轨，所所以静安全系系数为：故静强度度安全3.1.4.22基本动动额定负负荷计算算（1）寿寿命的计计算考虑线性性滑轨使使用的环环境因素素，其寿寿命会随随运动的的状态、珠珠道表面面硬度及及系统温温度而有有所变化化，所以以滑轨寿寿命为：其中：LL为寿命命，C为为基本动动额定负负荷，PPC为最最大工作作负荷，ffk为硬硬度系数数，ftt为温度度系数，ffw为负负荷系数数 HIWWIN的的线性滑滑轨硬度度都为HHRC558以上上，故查表得，Pz为预预压力，初初选预压压形式为为Z1，所以（2）寿寿命时间间的计算算依使用速速度及频频率将寿寿命距离离换算成成寿命时时间：其中：LLk为寿命命时间，LL为寿命命，S为为运行速速率，取取S=1100mmm/ss,即66m/mmin故其寿命年年限约为为12年年。2.1.5主动动轴的强强度校核核及设计计计算作用于带带轮的圆圆周力、径径向力、轴轴向力为为:Ft=22T1/d=20.88/0.02=80NN径向力FFr=Fttann20oo=299.188N由图3-1可知知L1=433mm，LL2=399mm图3-11轴的受受力分析析图2.1.5.11 绘制制轴的受受力简图图，求支支座反力力Y方向支支反力：由MBB=0，得得RAY(LL1+L2)+FFtL2=0RAY=FtL2/(LL1+L2)=80032/ (550+332)=31.22NN由Y=0，得得RBY=FFtRAY=80-61.58=48.78NNZ方向支支反力：由MBB =00，得RAZ(L1+L2)+FFrL2=0RAZ=(FrrL2)/(LL1+L2)=(229.11832)/(550+332)=11.39NN由Y=0，得得RBZ=FFrRAZ=29.18-22.42=17.79NN2.1.5.22 作弯弯矩图A、垂直直面弯矩矩MY图：C点MCCY=RRAYL1=311.22250=1.556103NmmB、水平平面弯矩矩MZ图：C点MCCZ=RRAZL1=111.39950=0.557103NmmC、合成成弯矩MM图：C点总弯弯矩为：MC=1.666103Nmm2.1.5.33 作转转矩T图图C点左边边：TCC1=FFtd/22=80020/200.8103NmmC点右边边：TC2=TTC1/22=0.4103Nmm2.1.5.44 作计计算弯矩矩Mcaa图该轴单向向工作，转转矩产生生的弯曲曲应力按按脉动循循环应力力考虑，按第三强强度理论论，取=0.6C点左边边McaaC=1.773103NmmC点右边边McaaC=1.668103NmmD点MccaD=0.48103NmmE点MccaE=103NmmB点MccaBMcaaE=00.244103Nmm2.1.5.55 校核核轴的强强度（以下所所用的表表和图均均源自机机械设计计教材材）由图可知知，C点点弯矩值值最大，DD、E点点轴径最最小，所所以该轴轴的危险险断面是是C点和和D、EE点所在在剖面，由由45钢钢调质处处理查表表8-11得b=6550N/mm22，再由由表8-3查得得b-1 =60NN/mmm2C点轴径径dC=6.61mmm考虑键槽槽影响，轴轴径加大大5%dC=66.611（1+0.005）=6.994mmm该值小于于原设计计该点处处轴径220mmm，安全全。D点轴径径dD=4.31mmm考虑键槽槽影响，轴轴径加大大5%dD=44.311（1+0.005）=4.553mmm该值小于于原设计计该点处处轴径114mmm，安全全。E点轴径径dE=3.42mmm考虑键槽槽影响，轴轴径加大大5%dE=33.422（1+0.005）=3.559mmm该值小于于原设计计该点处处轴径114mmm，安全全2.1.5.66 精确确校核轴轴的疲劳劳强度由图可知知，剖面均均为有应应力集中中的剖面面，均有有可能是是危险剖剖面。其其中剖面计计算弯矩矩相同。这这几个剖剖面相比比较，只只是应力力集中影影响不同同，可取取应力集集中系数数值较大大者计算算即可。与剖面形状相似，但其上的弯矩更小，所以不必校核。同理，、剖面承载情况也相近，可取应力集中系数值较大者计算。（1）校校核、剖面的的疲劳强强度剖面因因配合引引起的应应力集中中系数由由副表11-1查查得：kk=1.97, kk=1.51剖面因因过度圆圆角引起起的应力力集中系系数由副副表1-1查得得： （D-dd）/rr=（117-114）/0.55=6，rr/d=0.55/144=0.0366，k=2.4655，k=1.5922因、剖面主主要受转转矩作用用，故校校核剖面。剖面产产生的扭扭转剪应应力、应应力幅、平平均应力力为maxx=T/WT=T/(0.2dd 3)=00.81033/(00.220 3)=00.5 N/mmm2a=m=maax/22=0.25NN/mmm245钢机机械性能能查表88-1得得 ：-1=2268NN/mmm2，-11=1555N/mmm2；绝对对尺寸影影响系数数由副表表1-44查得：=0.91，=0.89 ；表面面质量系系数由副副表1-5查得得 ：=00.9337，=0.9377；查表表1-55得 =0.34，=0.21。剖面的的安全系系数为S=S=-11/（KKa/（）+m）=2292.6取S=1.511.8，SSSS，所所以剖面安安全。（2）校校核、剖面的的疲劳强强度两个剖面面的应力力集中相相近，载载荷线性性递减，而而剖面的的载荷较较大，故故校核剖面。剖面因因配合引引起的应应力集中中系数由由副表11-1查查得：kk=1.997, k=1.51剖面因因过度圆圆角引起起的应力力集中系系数由副副表1-1查得得：（D-dd）/rr=（226-220）/1=66，r/d=00.5/20=0.0025，kk=2.4655，k=1.6833剖面因键键槽引起起的应力力集中系系数由副副表1-1查得得：k=1.8255，k=1.6255故应按过过度圆角角引起的的应力集集中系数数校核剖面。剖面承承受的弯弯矩和转转矩分别别为M=MMC（L1-L）/L1=1.561033166/3220.781033NmmmT=TT=0.41103Nmmm剖面产产生的正正应力及及其应力力幅、平平均应力力为maxx=M/W=0.778103/（00.1203）00.9775N/mm22a=maxx=1.16NN/mmm2，m=00剖面产产生的扭扭剪应力力及其应应力幅、平平均应力力为maxx=T/WT=0.4103/（00.1203）00.5NN/mmm2a=m=maax/22=0.25NN/mmm2绝对尺寸寸影响系系数由副副表1-4查得得：=0.91，=0.89，表面质量系数同上=00.9337，=0.9377。剖面的的安全系系数为S=-1/（KKa/（）+m）=779.99 S=-1/（KKa/（）+m）=2278.3S=SS/（SS2+S2）1/22=699.1SSS=11.51.88，所以以剖面安安全。2.1.6滚动动轴承的的选择和和寿命验验算2.1.6.11滚动轴轴承的选选择因为轴不不承受轴轴向力，所所以带轮轮轴两端端轴承采采用深沟沟球轴承承62003号查表得：额定工作作寿命2.1.6.22寿命验验算（1）受受力分析析：圆周力轴向力FFa=0径向力FFr=Fttann20=299.188N根据下图图已经求求得轴承承支反力力为：RAY=31.22NN，RBY= 488.788NRAZ=11.39NN，RBZ= 177.799N图3-22 轴承承的受力力分析图图（2）设设轴承所所受支反反力合力力为R11 ,RR2R2RR1，而且且两个轴轴承相同同，所以以根据合合力R22校核。l 计算当量量动负荷荷Fa1=0，即即Fa11/R1=0，所所以Faa1/RR1e，查表得：负荷系系数X1，YY0在稍有波波动的情情况下由此可求求得：Fa2=0，即即Fa22/R2=0，所所以Faa2/RR2e，查表得：负荷系系数X1，YY0在稍有波波动的情情况下由此可求求得：l 轴承寿命命计算：P2PP1，所以以按动负负荷P11进行校校核所选轴承承合格。2.1.7键联联接的选选择和验验算带轮轴上上的键选选择:已知：轴轴径D=20mmm，查查GB110955-799，GBB10996-779可选选，键宽宽b=66mm，键高h=6mmm，键槽槽深t=3.55mm。传动扭矩矩为T=19660Nmmm。根据轮毂毂长度选选键长LL=255mm，校校核挤压压强度和和剪切强强度。假设工作作条件有有轻微冲冲击，可可查得许许用挤压压应力许用剪应应力，据校核公公式： 及 ，又知键的的有效工工作长度度，键与轮毂毂的接触触高度。所以该键键的强度度足够。2.1.8联轴轴器的选选择 在数控控机床进进给传动动系统中中，同步步带传动动由电机机带动旋旋转轴并并通过同同步带实实现各个个坐标方方向的进进给运动动。而连连接电机机输出轴轴和同步步带轴的的器件便便是联轴轴器。为为保证传传动精度度，消除除回转误误差，应应采取措措施消除除扭转方方向上联联轴器的的连接间间隙。由由结构选选择本机机床的联联轴器均均为伺服服挠性联联轴器。伺伺服挠性性联轴器器，无背背间隙，迟迟滞小，最最适合于于高精度度定位使使用，元元件要素素是由螺螺栓联结结，对于于正反运运转可以以发挥其其优秀的的耐久性性。此联联轴器采采用夹紧紧式结构构设计，安安装极为为简单，联联结确实实。根据据同步带带轴的尺尺寸选择择联轴器器的型号号为SFFC-0030SSA,TTYPEE C 。2.1.9润滑滑与密封封的设计计根据轴承承的转速速、负荷荷、工作作温度、周周围环境境等项条条件，以以及考虑虑到轴承承的结构构特点、结结构材料料、操作作状况等等因素，综综合选用用。因为为本书中中设计的的机床，各各轴转速速普遍都都很小，负负荷也不不太大，而而且根据据机床结结构的特特点，以以及加工工材料怕怕油的特特点，决决定选用用润滑脂脂润滑。对对于X轴轴方向进进给上的的轴承，因因其成倍倍的缩短短换脂期期，故要要求选用用粘附性性好，稠稠度较大大，具有有良好的的机械安安定性的的润滑脂脂。为防止润润滑剂的的泄出，防防止灰尘尘、切屑屑微粒等等其它杂杂物和水水分的侵侵入，轴轴承必须须进行必必要的密密封，以以保持良良好的润润滑条件件和工作作环境，使使轴承达达到预期期的工作作寿命。由由于设计计的机床床不要求求经常填填充润滑滑脂，所所以要求求密封要要良好，故故所有需需要密封封的部分分均采用用毛毡密密封，而而且在位位于轴承承座孔的的箱体内内壁处设设挡油盘盘，既可可起到轴轴向固定定的作用用，又可可以防止止灰尘进进入和润润滑脂泄泄漏。2.2 Y轴轴传动装装置设计计计算2.2.1电机机的选择择负载扭矩矩的计算算 负载扭扭矩是由由于驱动动系统的的摩擦力力和切削削力所引引起。即 2MMFLL 其其中M为为负载扭扭矩，FF为摩擦擦力，LL为架体体移动距距离F=+ff , 为滑动动摩擦系系数 =0.0005 ，f为为刮油片片阻力 f=00.59.88=4.9NG为刀架架总重量量 , m=446kgg 故F=00.00054500.8+4.99=7.1544N由于存在在传动效效率和摩摩擦系数数因素，所所以 M=其中为同同步带的的效率0.995，为支撑轴轴承的摩摩擦力矩矩 查手手册得30NN所以M=考虑到和和X轴传传动一致致，所以以选择电电机DSSM4-09.1-xxx.xx3型号号，2.2.2同步步带传动动设计1. 求计算功功率 查查表100-399得11.9 （以下所所用的表表和图均均源自机机械设计计手册）2. 选择带型型根据=00.4775和查查图100-188 应选选用L型型同步带带，3. 选取带轮轮齿数,由表表10-40查查得 18，取取1994. 带轮节径径5. 带速 6. 初定中心心距7. 选用带长长及齿数数按表100-366选用 ，代号号120008. 求理论中中心距采用中心心距可调调，9. 齿轮啮合合齿数10. 基本额定定功率查表100-411得, =2444.446, m=00.099511. 带宽查表100-377选取标标准带宽宽 19.1 代代号077512. 作用于轴轴上的力力2.2.3滑动动导轨的的选择计计算本书考虑虑满足机机床传动动的精度度要求，故故初步决决定选用用精度很很高的HHIWIIN线性性滑动导导轨，此此种线性性滑轨为为一种滚滚动导引引，藉由由钢珠在在滑块与与滑轨之之间作无无限滚动动循环，负负载平台台能沿着着滑轨轻轻易地以以高精度度作线性性运动。与与传统的的滑动导导引相比比较，滚滚动导引引的摩擦擦系数可可降低至至原来的的1/550，由由于起动动的摩擦擦力大大大减少，相相对的较较少无效效运动发发生，故故能轻易易达到m级进进给及定定位。再再加上滑滑块与滑滑轨间的的束制单单元设计计，使得得线性滑滑轨可同同时承受受上下左左右等各各方向的的负荷，上上述所列列特点并并非传统统滑动导导引所能能比拟，因因此采用用此导轨轨能大幅幅提高设设计机器器的精度度和机械械效能。根据龙门门架的传传动要求求及设计计尺寸，初初步选用用LGWW 255CA型型号，查查表得：基本动额额定负荷荷C=224100kgff2336188N，基本静额额定负荷荷 =3380224N，容许静力力矩(1) 基本静静额定负负荷计算算导轨的受受力N11和N2, N1=N2=式中，FF刀架部部件的总总重量；L1刀刀架中心心到滑块块的距离离； L22为两滑滑轨中心心的距离离；代入数据据得N1=NN2=静安全系系数为：故静强度度安全(2) 基本动动额定负负荷计算算(a) 寿命的的计算考虑线性性滑轨使使用的环环境因素素，其寿寿命会随随运动的的状态、珠珠道表面面硬度及及系统温温度而有有所变化化，所以以滑轨寿寿命为：其中：LL为寿命命，C为为基本动动额定负负荷，为为最大工工作负荷荷，为硬硬度系数数，为温温度系数数，为负负荷系数数 HIWWIN的的线性滑滑轨硬度度都为HHRC558以上上，故查表得，为预压力力，初选选预压形形式为ZZ1，所以(b) 寿命时时间的计计算依使用速速度及频频率将寿寿命距离离换算成成寿命时时间：其中：为为寿命时时间，为为寿命，SS为运行行速率，取取S=110m/minn故其寿命年年限为115年。2.2.4主动轴轴的强度度校核及及设计计计算作用于蜗蜗轮的圆圆周力、径径向力、轴轴向力为为圆周力FFt=22T1/d1=1955.688N径向力FFr=FFttann20oo=711.222N轴向力FFa=GG=8.65NN由图可知知L1=43mmm，LL2=339mmm图3-33 轴的的受力分分析图2.2.4.11 绘轴轴的受力力简图，求求支座反反力Y方向支支反力：由MBB=0，得得RAY(LL1+L2)+FFtL2=0RAY=FtL2/(LL1+L2)=1995.668539/(433+399)=993.008N由Y=0，得得RBY=FFtRAY=1955.688-933.088=1002.66NZ方向支支反力：由MBB =00，得RAZ(L1+L2)Fad/2+FFrL2=0RAZ=(FrrL2-Fad/2)/(L11+L2)=(771.22239-8.665220)/(433+399)=311.766N由Y=0，得得RBZ=FFrRAZ=771.222-331.776=339.446N2.2.4.22 作弯弯矩图(1) 垂直面面弯矩MMY图： CC点MCCY=RRAYL1=93.0843=4.0011103Nmm(2) 水平面面弯矩MMZ图：C点左边边MCZZ=RAZZL1=31.7643=1.337103NmmC点右边边MCZZ=RBZZL2=39.4639=1.554104Nmm(3) 合成弯弯矩M图图：C点左边边MC=（MMCY2+MCZZ2）1/22=4.224103NmmC点右边边MC=（MMCY2+MCZZ2）1/22=1.559104Nmm2.2.4.33 作转转矩T图图T=Fttd/22=1995.66820/211.966103Nmm2.2.4.44 作计计算弯矩矩Mcaa图该轴单向向工作，转转矩产生生的弯曲曲应力按按脉动循循环应力力考虑，取取a=00.6C点左边边McaaC=（MMC2+（TC）2）1/22=（44.244103）2+（00.61.996103）2）1/22=4.40103NmmC点右边边McaaC=（MMC2+（TC）2）1/22= MMC =11.599104NmmD点MccaD=（MDD2+（TD）2）1/22=T=0.661.996103=1.18103Nmm2.2.4.55 校核核轴的强强度（以下所所用的表表和图均均源自机机械设计计教材材）由图可知知，C点点弯矩值值最大，DD点轴径径最小，所所以该轴轴的危险险断面是是C点和和D点所所在剖面面，由445钢调调质处理理查表88-1得得B=6550N/mm22，再由由表8-3查得得b =660N/mm22则C点点轴径dc（MMcaCC/(00.1b)）1/3=113.884mmm考虑键槽槽影响，轴轴径加大大5%dc =13.84（1+0.005）=14.53mmm该值小于于原设计计该点处处轴径220mmm，安全全。D点轴径径dD（McaaD/(0.11b)）1/3=55.822mm考虑键槽槽影响，轴轴径加大大5%dD=55.822（1+0.005）=6.112mmm该值小于于原设计计该点处处轴径114mmm，安全全。2.2.4.66 精确确校核轴轴的疲劳劳强度由图可知知，剖面均均为有应应力集中中的剖面面，均有有可能是是危险剖剖面。其其中 剖面计计算弯矩矩相同。剖面与剖面相比较，只是应力集中影响不同，可取应力集中系数值较大者计算即可。同理，、剖面承载情况也相近，可取应力集中系数值较大者计算。（1）校校核、剖面的的疲劳强强度剖面因因配合引引起的应应力集中中系数由由副表11-1查查得：kk=1.97, kk=1.51剖面因因过度圆圆角引起起的应力力集中系系数由副副表1-1查得得：（D-dd）/rr=（116-114）/1=22，r/d=11/144=0.071，kk=1.94，kk=1.6255因剖剖面主要要受转矩矩作用，故故校核剖面。剖面产产生的扭扭转剪应应力、应应力幅、平平均应力力为maxx=T/WT=T/(0.2d 3)=33.5772N/mm22a=m=maxx/2=1.7786NN/mmm245钢机机械性能能查表88-1得得 ：-1=2268NN/mmm2，-1=1155NN/mmm2；绝对对尺寸影影响系数数由副表表1-44查得：=0.91，=0.89 ；表面质量系数由副表1-5查得 ：=00.9337，=0.9377；查表表1-55得 =0.34，=0.21。剖面的安全系数为S=S=-1/（KKa/（）+m）=440.22取S=1.511.8，SSSS，所所以剖面安安全。（2）校校核、剖面的的疲劳强强度剖面因因配合引引起的应应力集中中系数由由副表11-1查查得：kk=1.97 , k=1.51剖面因因过度圆圆角引起起的应力力集中系系数由副副表1-1查得得：（D-dd）/rr=（225-220）/2=22.5，rr/d=1/220=00.055，k=2.10775，kk=1.9255剖面因键键槽引起起的应力力集中系系数由副副表1-1查得得：k=1.8255，k=1.6255故应按过过度圆角角引起的的应力集集中系数数校核剖面。剖面承承受的弯弯矩和转转矩分别别为M=MMC（L1-B/2）/L1=1.59104（433-322/2）/431.000104NmmT=TT=1.961044Nmmm剖面产产生的正正应力及及其应力力幅、平平均应力力为maxx=M/W=1.000104/（00.1203）112.55N/mmm2a=maxx=122.5NN/mmm2，m=0剖面产产生的扭扭剪应力力及其应应力幅、平平均应力力为maxx=T/WT=1.96104/（00.1203）224.55N/mmm2a=m=maxx/2=12.25NN/mmm2绝对尺寸寸影响系系数由副副表1-4查得得：=0.91，=0.89，表面质量系数同上=00.9337，=0.9377。剖面的的安全系系数为S=-1/（KKa/（）+m）=88.677.S=-1/（KKa/（）+m）=55.022S=SS/（SS2+S2）1/22=4.34SSS=11.51.88，所以以剖面安安全。2.2.5滚动动轴承的的选择和和寿命验验算2.2.5.11 滚动动轴承的的选择主动轴两两端轴承承为向心心推力球球轴承3363003号查表得：额定工作作寿命2.2.5.22 寿命命验算(1)受受力分析析：圆周力轴向力径向力图3-44轴承支支撑受力力分析图图图3-55 轴承承受力分分析图(2)设设轴承所所受支反反力合力力为Y方向支支反力 R1Y=FtL2/(LL1+L2)=1995.668539/(433+399)=993.008NR2Y=FtR1Y=1955.688-933.088=1002.66NZ方向支支反力 R1Z=(FFrL2-Fad/2)/(L11+L2)=(771.22239-8.665220)/(433+399)=311.766NR2Z=FrR1Z=711.222-311.766=399.466Nl 计算派生生轴向力力查表得770000C型轴轴承得派派生轴向向力为： ，则可求得得轴承II、III的派生生轴向力力分别为为：l 计算轴承承所受的的轴向负负荷因为并由图分分析知，轴轴承III被压紧紧，轴承承I被放放松。由由此得NNl 计算当量量动负荷荷轴承I：查表由线线性插值值法可得得：查表得：在稍有波波动的情情况下由此可求求得：轴承III:查表由线线性插值值法可得得：在稍有波波动的情情况下由此可求求得：l 轴承寿命命计算：由于，故故按轴承承II计计算轴承承的寿命命：所选轴承承合格。2.2.6键联联接的选选择和验验算带轮轴上上的键选选择:已知：轴径D=20mmm，查查GB110955-799，GBB10996-779可选选，键宽宽b=66mm，键高h=6mmm，键槽槽深t=3.55mm。传动扭矩矩为T=19660Nmmm。根据轮毂毂长度选选键长LL=255mm，校校核挤压压强度和和剪切强强度。假设工作作条件有有轻微冲冲击，可可查得许许用挤压压应力许用剪应应力，据校核公公式： 及 ，又知键的的有效工工作长度度，键与轮毂毂的接触触高度。所以该键键的强度度足够。2.2.7联轴轴器的选选择在数控机机床进给给传动系系统中，同同步带传传动由电电机带动动旋转轴轴并通过过同步带带实现各各个坐标标方向的的进给运运动。而而连接电电机输出出轴和同同步带轴轴的器件件便是联联轴器。为为保证传传动精度度，消除除回转误误差，应应采取措措施消除除扭转方方向上联联轴器的的连接间间隙。由由结构选选择本机机床的联联轴器均均为伺服服挠性联联轴器。伺伺服挠性性联轴器器，无背背间隙，迟迟滞小，最最适合于于高精度度定位使使用，元元件要素素是由螺螺栓联结结，对于于正反运运转可以以发挥其其优秀的的耐久性性。此联联轴器采采用夹紧紧式结构构设计，安安装极为为简单，联联结确实实。根据据同步带带轴的尺尺寸选择择联轴器器的型号号为SFFC-0030SSA 。2.2.8润滑滑与密封封的设计计根据轴承承的转速速、负荷荷、工作作温度、周周围环境境等项条条件，以以及考虑虑到轴承承的结构构特点、结结构材料料、操作作状况等等因素，综综合选用用。因为为本书中中设计的的机床，各各轴转速速普遍都都很小，负负荷也不不太大，而而且根据据机床结结构的特特点，以以及加工工材料怕怕油的特特点，决决定选用用润滑脂脂润滑。对对于垂直直轴上的的轴承，因因其成倍倍的缩短短换脂期期，故要要求选用用粘附性性好，稠稠度较大大，具有有良好的的机械安安定性的的润滑脂脂。为防止润润滑剂的的泄出，防防止灰尘尘、切屑屑微粒等等其它杂杂物和水水分的侵侵入，轴轴承必须须进行必必要的密密封，以以保持良良好的润润滑条件件和工作作环境，使使轴承达达到预期期的工作作寿命。由由于设计计的机床床不要求求经常填填充润滑滑脂，所所以要求求密封要要良好，故故所有需需要密封封的部分分均采用用皮碗密密封，而而且在位位于轴承承座孔的的箱体内内壁处设设挡油盘盘，既可可起到轴轴向固定定的作用用，又可可以防止止灰尘进进入和润润滑脂泄泄漏。2.3 Z方向向传动装装置（刀刀架）设设计计算算2.3.1 Z方向传传动装置置（刀架架）总体体设计我们在设设计Z方方向传动动装置时时，主要要基于以以下两点点考虑：一是必必须达到到设计要要求，设设计的传传动装置置能达到到预期的的功能和和作用；二是在在满足设设计要求求的前提提下，尽尽最大可可能使传传动装置置的结构构简单，尺尺寸紧凑凑，加工工方便，成成本低廉廉和使用用维护方方便等。本本产品的的X和YY方向的的传动装装置都采采用齿形形带传动动，但是是Z方向向与X和和Y方向向相比较较而言，要要求能达达到更高高的精度度，精度度要求控控制在00.10.22mm之间间，所以以我们在在设计时时，选用用运动精精度很高高的滚珠珠丝杆螺螺母副和和精密定定位导轨轨作为主主要的传传动元件件。由于于本产品品为单台台生产，故故在Z方方向机械械结构设设计中，整整体采用用焊接结结构，从从而降低低成本，生生产方便便。2.3.2 选选择电动动机2.3.2.11电机转转动速度度：设计刀架架快进速速度为1100mmm/秒秒。则电机转转速nM应为：nMvv快/Lspp(r/minn)式中，vv快工作台台快进速速度（mmm/mmin） LLsp丝杆导导程 （mm）即，nMM=12200（转转/分）2.3.2.22电机静静态转矩矩：电机的静静态转矩矩是用来来克服导导轨摩擦擦，刀架架重力作作用，传传动摩擦擦，机械械切削力力作用，预预紧力作作用，支支撑轴承承的摩擦擦力矩。Mst=+MMcc+Mz式中，MMst静态转转矩；作用于于滑块上上的摩擦擦力矩的的总和；MMc切削力力矩；Mz重重力矩，预预紧力作作用和支支撑轴承承的摩擦擦力矩之之和；图3-66是Z方向传传动机构构的简单单示意图图，图33-7为为以螺母母为研究究对象的的受力分分析。 X方向向：N33sin+F1=F2， Y方向向：N33coss=G, GG0.006=MM1+M2, M1=M2Z方向：N1=-NN2重力G=1500N, 由于于导轨的的滑动摩摩擦系数数很小，可可忽略作作用于滑滑块上的的f1和f2，同时时切削力力产生的的力矩也也忽略不不计，预预紧力FFao取最最大轴向向工作载载荷Fmmax的的1/33，即FFao=11/31150=50NN。轴承由于于预紧而而产生的的摩擦力力矩MBB，可查查表得到到，MB=1552=3300（NCM）。由以上分分析得： Mstt=MR+MMCC+MZ=0+0+（KK+MB）K滚珠珠丝杆预预紧系数数，取00.2；1滚滚珠丝杆杆的传动动效率，取取0.99；代入数据据得：Mst=（0.2）=00.4441（NNM）2.3.2.33确定电电机额定定功率由、知： NNM=0.4411 (NM) MMst=12000 (r/mmin) 则电机机的额定定功率PPOM=MMst=0.4411=611.5（w）2电电机传动动效率，取取0.99根据、，选百百格拉交交流伺服服电机DDSM4407.11，其其主要参参数如表表3-11所示： 表3-1 百格拉拉DSMM407.11型交交流伺服服电机参参数 型号UDCVMdoNmIdoAefffMdnNmIdnAefffnNmin-1PNkwKEVefffMmaxxNmImaxxAefffJRKgcmm2mkgDSM-07.11-13250.6551.90.62.0400000.25520.883.111.3380.2221.52.3.3设计计运动执执行机构构滚珠丝丝杆螺母母副在选择执执行机构构时，主主要根据据行程来来确定，另另外还要要根据精精度要求求来选择择。刀架架在Z方方向的行行程为2250mmm左右右，而且且Z方向向的精度度要求比比较高，在在0.11-0.2mmm之间，所所以我们们在设计计时，选选用滚珠珠丝杆螺螺母传。用于计算算的下列列数据是是已知的的：刀架mTT=155 kgg最大加工工受力 FW=100N快进速度度 V快快=0.1 m/ss工作进给给速度 VV =0.08 m/ss最大加速速度 amaxx =11 m/s2工作台导导轨摩擦擦力 FR 0工作行行程 SSW=0.2 mm轴承轴向向刚度 KL=7660 NN/umm丝杆螺母母刚度 KKM=8882 NN/umm螺母支座座刚度 KTMM= NN/umm丝杆传动动效率 sp=00.9丝杆长度度 LLsp=3348 mm螺母摩擦擦力矩 轴承平均均间距 L=3382 mm导程 hssp=110 mmm确定最大大转速的的常数 AA=6000000轴承支承承方式 双推推双推 机床床在工作作时，按按照加速速工进减速反向加加速工进减速加速这这样一个个过程循循环。图图3-88给出了了电机转转矩在一一个周期期内随时时间变化化的范围围。2.3.3.11丝杆螺螺母静态态设计（1）确确定动载载荷Caa由图3-4可见见，工作作循环周周期T有有加速时时间taa和加工工时间ttw组成成，计算算如下：ta=VVv/aamaxx=0.08/1=00.088 (ss) tw=SW/Vvv=0.2/00.088=2.5 (s) T=22tw+4taa=5.32 (s)在减速期期间的平平均转速速na为na=VVv/hhsp=(600.008)(20.0005)=4880（rr/miin）工作进给给时转速速nw为 nw=Vv/hspp=(6600.008)/0.0005=9600 （rr/miin）当量转速速nm为nm=(488040.008)+（966022.5）/5.332=110566（r/s）载荷系数数fw查表可可取fw=11.1当量载荷荷Fm计算如如下： Fm=FR+，其中中Fa=mTaamaxx=1551=115 （NN） 代入数数据得： FFm=00+=229.11 （NN）取滚珠丝丝杆寿命命Lh为2000000h,则可可算出滚滚珠丝杆杆的动载载荷 CCa=(60nnmLh)1/33Fmffw10-22=（60010556200000）1/3321.91.1110-22=2600.7 (N)（2）确确定静载载荷最大轴向向力可近近似为Fmaxx=mTTg+FFw=1159.8810=1377 (NN)取静态安安全系数数fd=1.22, 则则静载荷荷Coaa Cooa=ffdFmmax=1.221377=1665（NN）（3）根根据轴向向压力选选取丝杆杆直径在机床工工作台加加速与切切削加工工过程中中，在进进给轴向向方向会会产生力力，必须须保证此此力与刀刀架本身身的重力力之和小小于允许许的压弯弯临界载载荷Faa,否则则可能导导致进给给丝杆弯弯曲。压压弯临界界载荷可可用下式式计算，Fa=mm104将上式变变换得：dsp= 式中中 dsp 丝杆杆底径（mm）； L丝杆杆支承间间距 (mm); m与丝杆杆支承方方法有关关的临界界载荷参参数；Fa=Fw+mTgg=110+1159.88=1337 (N);L=3448 (mm);查表得mm=200.3;代入数据据得：dsp=3.2 (mm)故取 ddsp3.22（mmm）（4）转转速限制制 最大转速速限制：丝杆最大大转速按按下式计计算dspnnmaxxA, 式中中dsp为丝丝杆名义义直径变化上式式得nmaxx由nmaxx=12200 (r/minn)A=6000000，得dsp=50 （mmm） 临界转速速限制：临界转速速ncnc=ff107式中，ff与支承承方法有有关的临临界转速速系数，可可查表取取21.9;L=3448 ; nnmaxx=12200nc变换上式式，得dsp=0.88 (mmm)（5）选选择丝杆杆直径:由上面计计算结果果得Ca2260.7 (N) Coaa2122 (N)dsp3.22 (mm) dspp0.888 (mmm) dspp50 (mmm)根据以上上数据,我们从从台湾研研华公司司产品样样本中选选择丝杆杆直径,参数如如表3-2所示示。表 3-2 研研华滚珠珠丝杆主主要参数数型号外径 (mm) 导程程 (mmm)动负荷Ca (kgff) 静负负荷 Cooa (kgff)25x55 FDDW 255 5467 433702.3.3.22 丝杆杆螺母动动态设计计 （1）确确定丝杆杆螺母传传动的总总刚度 扭转刚度度:进给丝杆杆的扭转转刚度是是 KKTSPP= (NNm)式中,GG剪切模模量(钢钢为810100 Paa); dssp丝杆底底径 (mm);