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I 摘 要 本文完成了對數(shù)控銑床伺服進給系統(tǒng)的設計 首先確定了總體設計方案 和 X Y Z 三個方向的運動參數(shù) 之后根據(jù)運動參數(shù)確定了數(shù)控機床的傳動方案 由導 程 當量動載荷 最小螺紋底徑確定了 X Y Z 三個方向的滾珠絲杠以及由最大切削 負載轉矩 負載轉動慣量等確定了 X Y Z 三個方向的伺服電機 并且校驗了 X Y Z 三個方向的伺服進給系統(tǒng) 確定了結構方案后 用 CAXA 實體設計軟件對結構中絲杠 導軌 伺服電機等零 件進行了 3D 建模 之后裝配出 X Y Z 三個方向的伺服進給系統(tǒng) 并生成出數(shù)控銑 床伺服進給系統(tǒng)的二維工程圖 最后對其進行了運動仿真 關鍵詞 進給系統(tǒng) 滾珠絲杠 伺服電機 CAXA 實體設計 II Abstract In this paper the machine servo systems of the CNC milling are designed First overall design scheme is determined and the motion parameters of the X Y Z three directions are determined then according to the motion parameters the transmission scheme of the CNC machine is determined and by the lead equivalent dynamic load and bottom diameter of the smallest screw the ball screws of the X Y Z three directions are determined and by the maximum cutting load torque moment of inertia of the load the servo motors of the X Y Z three directions are determined and the servo feed systems of the X Y Z three directions are checked After determining the program of the structure three dimensional modeling of the screws rails servo motors and other parts in the structure are set up by using CAXA physical design software then the servo systems of the X Y Z three directions are assembled and two dimensional engineering drawings of the servo systems of the CNC milling machine are generated finally the motion simulation is set up Keywords Feed system Ball Screw Servo motor CAXA physical design III 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 1 緒論 1 1 1 課 題 背 景 和 意 義 1 1 2 國 內(nèi) 外 研 究 現(xiàn) 狀 1 1 3 數(shù)控機床的發(fā)展趨勢 1 1 4 本課題的研究內(nèi)容和方法 3 1 5 本 章 小 結 4 2 總體方案設計 5 2 1 伺 服 進 給 系 統(tǒng) 的 基 本 要 求 5 2 2 銑 床 的 技 術 要 求 5 2 3 傳 動 方 案 設 計 5 2 4 主 切 削 力 及 切 削 分 力 及 切 削 分 力 計 算 6 2 4 1 計算主切削力 6 2 4 2 計算各切削分力 6 2 5 本 章 小 結 6 3 滾珠絲杠及伺服電動機的選擇 8 3 1 X 軸 方 向 進 給 系 統(tǒng) 的 計 算 8 3 1 1 X 軸滾珠絲杠的選擇 8 3 1 2 X 軸伺服電機的選擇 11 3 1 3 X 軸系統(tǒng)校驗 13 3 2 Y 軸 方 向 進 給 系 統(tǒng) 的 計 算 16 3 2 1 Y 軸滾珠絲杠的選擇 16 3 2 2 Y 軸伺服電機的選擇 20 3 2 3 Y 軸系統(tǒng)校驗 21 3 3 Z 軸 方 向 進 給 系 統(tǒng) 的 計 算 24 3 3 1 Z 軸滾珠絲杠的選擇 24 3 3 2 Z 軸伺服電機的選擇 27 3 3 3 Z 軸系統(tǒng)校驗 29 3 4 本 章 小 結 32 4 3D 建模 33 4 1 CAXA 實體設計的介紹 33 4 2 絲杠設計 33 4 2 1 設計思路 33 4 2 2 設計步驟 33 4 3 標準件及高級圖素應用 36 4 3 1 設計方法 36 4 3 2 內(nèi)六角圓柱頭螺釘設計 37 4 4 裝配設計 38 4 4 1 設計方法 38 4 4 2 軸承座裝配 38 IV 4 5 二維工程圖輸出 40 4 5 1 設計方法 40 4 5 2 生成步驟 40 4 6 本章小結 43 5 運動仿真 44 5 1 設計方法 44 5 2 絲杠的仿真 44 5 3 本章小結 44 6 結論 45 參考文獻 46 致 謝 47 附錄 A 英文原文 48 附錄 B 中文譯文 53 1 1 緒論 1 1 課 題 背 景 和 意 義 機床是國民經(jīng)濟中具有戰(zhàn)略意義的基礎工業(yè) 所以機床工業(yè)的發(fā)展和機床技術水 平的提高 必然對國民經(jīng)濟的發(fā)展起著重大的推動作用 隨著改革開放以及中國加入 世貿(mào)組織后 我國的機床工業(yè)已取得了巨大的發(fā)展 特別是在加入世貿(mào)組織后 中國 正在逐步變成世界制造中心 機械行業(yè)為了增強競爭力已開始廣泛的使用先進的數(shù)控 技術及數(shù)控機床 雖然目前我國的數(shù)控技術正處在方興未艾的發(fā)展時期 但只要經(jīng)過 技術工人艱苦不懈的共同努力 我國的數(shù)控機床及數(shù)控技術一定能逐步縮小與世界先 進水平的差距 取得很好的發(fā)展 1 2 國 內(nèi) 外 研 究 現(xiàn) 狀 從 20 世紀中葉數(shù)控技術出現(xiàn)以來 數(shù)控機床給機械制造業(yè)帶來了革命性的變化 數(shù)控加工具有如下特點 加工柔性好 加工精度高 生產(chǎn)率高 減輕操作者勞動強度 改善勞動條件 有利于生產(chǎn)管理的現(xiàn)代化以及經(jīng)濟效益的提高 數(shù)控機床是一種高度 機電一體化的產(chǎn)品 適用于加工多品種小批量零件 結構較復雜 精度要求較高的零 件 需要頻繁改型的零件 價格昂貴不允許報廢的關鍵零件 要求精密復制的零件 需要縮短生產(chǎn)周期的急需零件以及要求 100 檢驗的零件 數(shù)控機床的特點及其應用范 圍使其成為國民經(jīng)濟和國防建設發(fā)展的重要裝備 進入 21 世紀 我國經(jīng)濟與國際全面接軌 進入了一個蓬勃發(fā)展的新時期 機床制 造業(yè)既面臨著機械制造業(yè)需求水平提升而引發(fā)的制造裝備發(fā)展的良機 也遭遇到加入 世界貿(mào)易組織后激烈的國際市場競爭的壓力 加速推進數(shù)控機床的發(fā)展是解決機床制 造業(yè)持續(xù)發(fā)展的一個關鍵 隨著制造業(yè)對數(shù)控機床的大量需求以及計算機技術和現(xiàn)代 設計技術的飛速進步 數(shù)控機床的應用范圍還在不斷擴大 并且不斷發(fā)展以更適應生 產(chǎn)加工的需要 1 3 數(shù) 控 機 床 的 發(fā) 展 趨 勢 1 高速化 隨著汽車 國防 航空 航天等工業(yè)的高速發(fā)展以及鋁合金等新材 2 料的應用 對數(shù)控機床加工的高速化要求越來越高 目前銑削速度已達到 5000 8000m min 以上 主軸轉速達到 30000 100000r min 工作臺的移動速度 當分 辨率為 1 m 時 在 100 200m min 以上 自動換刀速度在 1 秒以內(nèi) 小線段插補進給 速度達到 12m s 2 高精度化 數(shù)控機床精度的要求現(xiàn)在已經(jīng)不局限于靜態(tài)的幾何精度 機床的 運動精度 熱變形以及對振動的監(jiān)測和補償越來越獲得重視 提高 CNC 系統(tǒng)控制精度 采用高速插補技術 以微小程序段實現(xiàn)連續(xù)進給 使 CNC 控制單位精細化 并采用高 分辨率位置檢測裝置 提高位置檢測精度 位置伺服系統(tǒng)采用前饋控制與非線性控制 等方法 采用誤差補償技術 采用反向間隙補償 絲桿螺距誤差補償和刀具誤差補償 等技術 對設備的熱變形誤差和空間誤差進行綜合補償 采用網(wǎng)格解碼器檢查和提高 加工中心的運動軌跡精度 并通過仿真預測機床的加工精度 以保證機床的定位精度 和重復定位精度 使其性能長期穩(wěn)定 能夠在不同運行條件下完成多種加工任務 并 保證零件的加工質量 3 高可靠性 數(shù)控機床與傳統(tǒng)機床相比 增加了數(shù)控系統(tǒng)和相應的監(jiān)控裝置等 應用了大量的電氣 液壓和機電裝置 易于導致出現(xiàn)失效的概率增大 工業(yè)電網(wǎng)電壓 的波動和干擾對數(shù)控機床的可靠性極為不利 而數(shù)控機床加工的零件型面較為復雜 加工周期長 要求平均無故障時間在 2 萬小時以上 為了保證數(shù)控機床有高的可靠性 就要精心設計系統(tǒng) 嚴格制造和明確可靠性目標以及通過維修分析故障模式并找出薄 弱環(huán)節(jié) 國外數(shù)控系統(tǒng)平均無故障時間在 7 10 萬小時以上 國產(chǎn)數(shù)控系統(tǒng)平均無故 障時間僅為 10000 小時左右 國外整機平均無故障工作時間達 800 小時以上 而國內(nèi) 最高只有 300 小時 4 功能復合化 復合機床的含義是指在一臺機床上實現(xiàn)或盡可能完成從毛坯至 成品的多種要素加工 根據(jù)其結構特點可分為工藝復合型和工序復合型兩類 采用復 合機床進行加工 減少了工件裝卸 更換和調(diào)整刀具的輔助時間以及中間過程中產(chǎn)生 的誤差 提高了零件加工精度 縮短了產(chǎn)品制造周期 提高了生產(chǎn)效率和制造商的市 場反應能力 相對于傳統(tǒng)的工序分散的生產(chǎn)方法具有明顯的優(yōu)勢 5 控制智能化 隨著人工智能技術的發(fā)展 為了滿足制造業(yè)生產(chǎn)柔性化 制造 自動化的發(fā)展需求 數(shù)控機床的智能化程度在不斷提高 加工過程自適應控制技術 通過監(jiān)測加工過程中的切削力 主軸和進給電機的功率 電流 電壓等信息 利用傳 統(tǒng)的或現(xiàn)代的算法進行識別 以辯識出刀具的受力 磨損 破損狀態(tài)及機床加工的穩(wěn) 定性狀態(tài) 并根據(jù)這些狀態(tài)實時調(diào)整加工參數(shù)和加工指令 使設備處于最佳運行狀態(tài) 3 以提高加工精度 降低加工表面粗糙度并提高設備運行的安全性 加工參數(shù)的智能優(yōu) 化與選擇 將工藝專家或技師的經(jīng)驗 零件加工的一般與特殊規(guī)律 用現(xiàn)代智能方法 構造基于專家系統(tǒng)或基于模型的 加工參數(shù)的智能優(yōu)化與選擇器 利用它獲得優(yōu)化的 加工參數(shù) 從而達到提高編程效率和加工工藝水平 縮短生產(chǎn)準備時間的目的 智能 故障自診斷與自修復技術 根據(jù)已有的故障信息 應用現(xiàn)代智能方法實現(xiàn)故障的快速 準確定位 智能故障回放和故障仿真技術 能夠完整記錄系統(tǒng)的各種信息 對數(shù)控機 床發(fā)生的各種錯誤和事故進行回放和仿真 用以確定錯誤引起的原因 找出解決問題 的辦法 積累生產(chǎn)經(jīng)驗 智能化交流伺服驅動裝置 能自動識別負載 并自動調(diào)整參 數(shù)的智能化伺服系統(tǒng) 包括智能主軸交流驅動裝置和智能化進給伺服裝置 這種驅動 裝置能自動識別電機及負載的轉動慣量 并自動對控制系統(tǒng)參數(shù)進行優(yōu)化和調(diào)整 使 驅動系統(tǒng)獲得最佳運行 6 體系開放化 向未來技術開放 由于軟硬件接口都遵循公認的標準協(xié)議 只需少量的重新設計和調(diào)整 新一代的通用軟硬件資源就可能被現(xiàn)有系統(tǒng)所采納 吸 收和兼容 這就意味著系統(tǒng)的開發(fā)費用將大大降低而系統(tǒng)性能與可靠性將不斷改善并 處于長生命周期 向用戶特殊要求開放 更新產(chǎn)品 擴充功能 提供硬軟件產(chǎn)品的各 種組合以滿足特殊應用要求 數(shù)控標準的建立 國際上正在研究和制定一種新的 CNC 系統(tǒng)標準 ISO14649 以提供一種不依賴于具體系統(tǒng)的中性機制 能夠描述產(chǎn)品整個生 命周期內(nèi)的統(tǒng)一數(shù)據(jù)模型 從而實現(xiàn)整個制造過程乃至各個工業(yè)領域產(chǎn)品信息的標準 化 標準化的編程語言 既方便用戶使用 又降低了和操作效率直接有關的勞動消耗 7 信息交互網(wǎng)絡化 對于面臨激烈競爭的企業(yè)來說 使數(shù)控機床具有雙向 高 速的聯(lián)網(wǎng)通訊功能 以保證信息流在車間各個部門間暢通無阻是非常重要的 既可以 實現(xiàn)網(wǎng)絡資源共享 又能實現(xiàn)數(shù)控機床的遠程監(jiān)視 控制 培訓 教學 管理 還可 實現(xiàn)數(shù)控裝備的數(shù)字化服務 例如 日本 Mazak 公司推出新一代的加工中心配備了一 個稱為信息塔的外部設備 包括計算機 手機 機外和機內(nèi)攝像頭等 能夠實現(xiàn)語音 圖形 視像和文本的通信故障報警顯示 在線幫助排除故障等功能 是獨立的 自主 管理的制造單元 1 4 本課題的研究內(nèi)容和方法 4 本課題是通過查閱資料確定數(shù)控銑床的切削力 由切削力的大小來確定數(shù)控銑床 伺服進給系統(tǒng)的各種運動參數(shù)及傳動方案 然后通過計算當量動載荷選擇滾珠絲杠 通過計算最大切削負載轉矩 負載慣量選擇伺服電動機 最后通過 CAXA 軟件對數(shù)控 銑床的伺服進給系統(tǒng)進行 3D 建模和運動仿真 在仿真中逐漸更改和優(yōu)化系統(tǒng) 1 5 本 章 小 結 本章先介紹了課題的背景與研究現(xiàn)狀 介紹了數(shù)控銑床發(fā)展趨勢 從而提出了研 究數(shù)控銑床的重要意義 最后介紹了本課題研究的主要內(nèi)容和研究方法 5 2 總體方案設計 2 1 伺 服 進 給 系 統(tǒng) 的 基 本 要 求 伺服進給系統(tǒng)的基本要求 1 精度要求 伺服系統(tǒng)必須保證機床的定位精度和加工精度 對于低檔性的數(shù)控系統(tǒng) 驅動控 制精度一般為 0 01mm 對于高性能數(shù)控系統(tǒng) 驅動控制精度為 1 m 甚至為 0 1 m 2 響應速度 為了保證輪廓切削形狀精度和低的加工表面粗糙度 除了要求有較高的定位精度 外 還要有良好的快速響應特性 即要求跟蹤指令信號響應要快 3 調(diào)速范圍 調(diào)速范圍 是指生產(chǎn)機械要求電機能提供的最高轉速 和最低轉速 之比 nR maxnmin 在各種數(shù)控機床中 由于加工用道具 被加工工件材質及零件加工要求的不同 為保 證在任何情況下都能得到最佳切削條件 就要求進給系統(tǒng)驅動系統(tǒng)必須具有足夠寬的 調(diào)速范圍 4 低速 大轉矩 根據(jù)機床的加工特點 經(jīng)常在低速下進行重切削 即在低速下進給驅動系統(tǒng)必須 有大的轉矩輸出 2 2 銑床的技術要求 工作臺質量為 200kg 工件和夾具的總質量為 500kg 工作臺縱向行程為 650 mm 進給速度為 1 8000mm min 快速移動速度為 20000mm min 橫向行程為 450mm 進給速度為 1 8000mm min 快速移動速度為 15000mm min 垂向行程為 500mm 進給速度為 1 8000mm min 快速移動速度為 25000mm min 采用滾動直線 6 導軌 導軌的動摩擦系數(shù)為 0 0045 靜摩擦系數(shù)為 0 0045 定位精度為 0 012 300mm 重復定位精度為 0 006mm 機床的工作壽命為 20000h 2 3 傳動方案設計 為了滿足以上技術要求 采取以下技術方案 1 工作臺工作面尺寸 寬度 長度 確定為 650mm 650mm 2 對滾珠絲杠螺母副采用預緊 并對滾珠絲杠進行拉伸預緊 3 采用伺服電動機驅動 4 采用夾緊式法蘭膜片聯(lián)軸器將伺服電動機與滾珠絲杠連接 5 導軌采用四方向等載荷性滾動直線導軌副 2 4 主切削力及其切削分力計算 2 4 1 計算主切削力 根據(jù)已知條件 采用鑲齒三面刃銑刀 查 切削手冊 切削力計算公式為 2 1 0 95 81 0 8124zpfeadZF 式中 Z 銑刀齒數(shù) 背吃刀量 mm pa 每齒進給量 mm z f 側吃刀量 mm e 所以當 時 10Z 8eam10d 4pam 0 15fam 6420N 95 801 24z fedZF 2 4 2 計算各切削分力 工作臺的縱向切削力 橫向切削力和垂向切削力分別為 7 z0 6F 420385N569 1cvlz 2 5 本 章 小 結 本章主要介紹了設計伺服進給系統(tǒng)的基本要求 根據(jù)要求及參考資料確定了運動 參數(shù)及傳動方案 并且計算出了各向切削力 8 3 滾珠絲杠及伺服電動機的選擇 3 1 X 軸 方 向 進 給 系 統(tǒng) 的 計 算 3 1 1 X 軸滾珠絲杠的選擇 1 確定滾珠絲杠的導程 根據(jù)已知條件取電動機的最高轉速 i 1 得 maxn250r in maxv08in1hp 2 滾珠絲杠螺母副的載荷及轉速計算 絲杠最大載荷 為切削時的最大進給力加摩擦力 最載荷即摩擦力 已知最大進 給力為 工作臺加工件與夾具的質量為 700 導軌的摩擦因數(shù)為385cFN gk 0 0045 故絲杠的最小載荷 N min fG0 45710 3 5 絲杠最大載荷 Nax382 8F 當負荷與載荷接近單調(diào)式變化時 maxini018n5 min2F3 429rN 3 確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 amC 1 按預定工作時間估算 9 3 1 mw3amhacFfC 60nL1 式中 預期工作時間 小時 hL 精度系數(shù) af 可靠性系數(shù) c 負荷系數(shù) wf 查得載荷性質系數(shù) 1 3 已知初步選擇的滾珠絲杠的精度等級為 2 級 查得精度系wf 數(shù) 1 可靠性系數(shù) 1 則afc m3amhacFfC60nL132591 360508497N 2 因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊 所以可按估算最大軸向載荷 取預加載荷 系數(shù) 4 5 則ef ameaxf4 538174FN 3 確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 amC 取以上兩種結果的最大值 28497N a 4 按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 2md 1 估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形 機床或機械裝置的伺服系統(tǒng)精度大多在空載下檢驗 空載時作用在滾珠絲杠副上 的最大軸向工作載荷是靜摩擦力 移動部件 處啟動和返回時 由于 方向變化0FminK0F 將產(chǎn)生誤差因素 一般占重復定位精度的 1 2 1 3 所以規(guī)定滾珠絲杠副允許的最 大軸向變形 1 3 1 4 重復定位精度 m 已知重復定位精度為 6 則 0 002 0 0015mm 134 影響定位精度最主要因素是滾珠絲杠副的精度 其次是滾珠絲杠本身的拉壓彈性 變形以及滾珠絲杠副摩擦力矩的變化等 一般估算 1 4 1 5 定位精度 m 0 005 0 004mmm 1 0 245 取上述計算結果的較小值 0 0015mmm 2 估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 2md 本機床工作臺 X 軸 滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用兩端固定方式 10 3 2 02m 39mFLd 式中 估算的滾珠絲杠最大允許軸向變形量 m m 導軌靜摩擦力 N 0F L 滾珠螺母至滾珠絲杠兩個固定支承的距離 滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為 L 行程 安全行程 2 余程 螺母長度 支承長度 1 1 1 2 行程 10 14 hP L 1 1 行程 10 1 1 650 10 8 mm 860mmhP 又 31 5N 得0F 02m31 5860 39 95 23mFLd m 5 初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 根據(jù)計算所得的 初步選擇 FFZD 型內(nèi)循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲hpaC2d 杠螺母副 FFZD4008 5 其公稱直徑 基本導程 額定動載荷 和絲杠底徑 如下 0hpaC2d 40mm 8mm 30700N 28497N 34 9mm 5 23mm 故滿足式0dhaam2d2md 設計要求 6 確定滾珠絲杠螺母副的預緊力 pF 3883N 1294Npmax1 3 7 計算滾珠絲杠螺母副的目標行程補償值與預緊拉力 1 計算目標行程補償值 t 11 8 t 3 3 tuL 310 式中 t 溫度變化值 已知溫度變化值 t 2 5 滾珠絲杠螺母副的有效行程 行程 8 14 650 11 8 738mm2uknaLL hP 11 8 t 11 8 2 5 738 mm 21 77mmt u 310 310 2 計算滾珠絲杠的預拉伸力 tF 22t 95d 54 9N8 11 8 確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號 1 計算軸承所承受的最大軸向載荷 BmaxF maxtax593821BFN 2 軸承類型 兩端固定支承方式 采用雙向推力角接觸球軸承 3 確定軸承內(nèi)徑 d 為便于絲杠加工 軸承內(nèi)徑最好不大于滾珠絲杠大徑 在選用內(nèi)循環(huán)滾珠絲杠副 時必須有一端軸承內(nèi)徑略小于絲杠底徑 其次軸承樣本上規(guī)定的預緊力應大于軸承2d 所承最大載荷 計算軸承的的 1 3 maxBF d 略小于 34 9mm d 30mm2 4 軸承預緊力 P 預加負荷 1 3 1 3 9821 3274N BmaxBF 5 按樣本選軸承型號規(guī)格 ZKLN3062 2RS d 30mm 預加負荷為 5850N 3274N BPF 9 滾珠絲杠副工作圖設計 1 滾珠絲杠螺紋長度 sL 余程 32mm2ue eL 738 2 32 802mms 2 兩端固定支承距離 860mm 絲杠全長 L 994mm1L 3 行程起點離定支承距離 62mm0 3 1 2 X 軸伺服電機的選擇 1 力矩的計算 1 計算切削負載力矩 T c 已知在切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力 F F 3883N 電動機每轉一圈 機床執(zhí)amx 行部件在軸向移動的距離 8mm 0 008m 進給傳動系統(tǒng)的總效率 0 90 得 hP 12 T 5 5N mc2ahFP 380 149N 2 計算摩擦負載力矩 T 已知在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力 即為空載時的導軌摩擦力 F 31 5N 得 0 T N m 0 044N m 02hFP 31 5084 9 3 計算由滾珠絲杠得預緊而產(chǎn)生的附加負載力矩 T f 已知滾珠絲杠螺母副的預緊力 F 976 56N 滾珠絲杠螺母副的基本導程p 8mm 0 008mm 滾珠絲杠螺母副的效率 0 94 得 hP0 fT 2 20194 8 1 94 013 3phFPNm 2 負載轉動慣量計算 1 已知機床執(zhí)行部件 即工作臺 工件和夾具 的總質量 m 800kg 電動機每 轉一圈 機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離為 8mm 得 2220 8 019 34hLPJmkgm 2 計算滾珠絲杠的轉到慣量 J r 已知滾珠絲杠的密度 7 8 10 kg cm 得 3 4 4207 810 9 0 19 32rlDJ kg 3 計算聯(lián)軸器的轉動慣量 J 0 J 0 22662 38110 34 8Mkgm 4 總的轉動慣量 42Lr0J3 21kg 總 根據(jù)上述計算可初步選定伺服電機 選擇 S 系列交流伺服電動機 CTB 43POSXA20 13 主要技術參數(shù)如下 最高轉速 6000r minmaxn 額定轉矩 14 3N meT 最大轉矩 28 6N max 轉子慣量 0 0054mJ2 kg 機械時間常數(shù) 7 5mst 3 空載啟動時 折算到電動機軸上的加速力矩 amxT 3maxaxJn 2105T27 9N9 6t4 總 rfax 8 15 5036mcf a 0 0054 1 4 J2 kgJ總 b 最大轉矩 28 6N m axTrT c 額定轉矩 14 3N m em 可見 CTB 43POSXA20 型交流伺服電機滿足設計要求 3 1 3 X 軸系統(tǒng)校驗 1 傳動系統(tǒng)的剛度計算 1 計算滾珠絲桿的拉壓剛度 SK 本工作臺的絲杠支承方式為兩端固定 當滾珠絲杠的螺母中心位于滾珠絲桿兩支 承的中心位置 a 2 860mm 時 滾珠絲桿螺母副具有最小拉壓剛度 1L sminK 計算為 22smin1d34 96 06 0 m35N 8K 當滾珠絲桿的螺母副中心位于行程的兩端位置時 滾珠絲桿螺母副具有最大拉壓 剛度 計算得 smax 2 221sax0d34 98606 6 0 m178 4 L K N 14 2 計算滾珠絲杠螺母副支撐軸承的剛度 bK 2 2 34 3 4 0BK253maxsinQdZF 式中 軸承接觸角 滾動體直徑 mm Qd Z 滾動體個數(shù) 最大軸向工作載荷 N maxF 已知軸承的接觸角 60 滾動體直徑 4 25mm 滾動體個數(shù) Z 10 軸承的最 Qd 大軸向工作載荷 3 5850 17550N 得max 2 2 34 0BK253maxsinZF 2 2 34 54 107i60 719 oNm 由兩端固定支承 2 2 719 1438N mb0B 3 計算滾珠與滾道的接觸剛度 Kc 3 5 13 0 pcaFC 式中 查樣本上的剛度 m cK 額定動載荷 aC 由樣本查得 1580N m 30700N 1294N caCpF 13 0 pcaFK 132945808 65 m 70N 2 傳動系統(tǒng)剛度驗算及滾珠絲杠副的精度選擇 1 計算 N um min1 inin119354853sbcKK 15 計算 N um max1K axax111784385476sbcK 靜摩擦力 0F 0 501 FN 2 驗算傳動系統(tǒng)剛度 minK 3 6 0in 6 反 相 差 值 已知反相差值或重復定位精度為 6 N m0min1 315388 6FK 反 相 差 值 3 傳動系統(tǒng)剛度變化引起的定位誤差 k k0minax113 50 159m8476FK 4 確定精度 任意 300mm 內(nèi)的行程變動量 30V 對半閉環(huán)系統(tǒng)而言 30k 8V 定 位 精 度 定位精度為 12 m 300mm 所以 30 812 59 4V 所以 8 m 9 584 取絲杠精度取為 2 級 5 確定滾珠絲杠副的規(guī)格代號 已確定得型號 FFZD 公稱直徑 40mm 導程 8mm 螺紋長度 802mm 絲杠全長 994mm P 類 2 級精度 即 FFZD4008 5 P2 994 802 16 3 驗算滾珠絲杠副臨界壓縮載荷 cF 因絲杠所受最大軸向載荷 小于絲杠預拉伸里 不用驗算 maxF 4 驗算滾珠絲杠副的臨界轉速 cn 3 7 7210cdfL 式中 臨界轉速計算長度 mm 2cL 由樣本得 34 9mm f 21 9 得2d 21086279cLm 7 ax234 91ccnf n 5 驗算 nD 3 8 max npwD 式中 滾珠絲杠副的節(jié)圓直徑 mm pw 滾珠絲杠副的最高轉速 maxn 234 95 pwDd r minmax801n ax 39 3907npw 6 基本軸向額定靜載荷 驗算0C max0sfF 式中 滾珠絲杠副的基本軸向額定載荷 N 0aC 靜態(tài)安全系數(shù) sf 由樣本得 1 5 17550N 84900Nsfmax0aC 所以 1 5 17550 26325 2206N BPF 9 滾珠絲杠副工作圖設計 1 滾珠絲杠螺紋長度 sL 余程 24mm2ue eL 510 2 24 558mms 2 兩端固定支承距離 618mm 絲杠全長 L 750mm1L 3 行程起點離定支承距離 60mm0 3 2 2 Y 軸伺服電機的選擇 1 力矩的計算 1 計算切削負載力矩 T c 已知在切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力 F F 2920N 電動機每轉一圈 機床執(zhí)amx 行部件在軸向移動的距離 6mm 0 006m 進給傳動系統(tǒng)的總效率 0 90 得 hP T 3 0997N mc2a 90 6 314N 2 計算摩擦負載力矩 T 已知在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力 即為空載時的導軌摩擦力 F 31 5N 得 0 T N m 0 0336N m 02hFP 31 5064 9 3 計算由滾珠絲杠得預緊而產(chǎn)生的附加負載力矩 T f 已知滾珠絲杠螺母副的預緊力 F 973N 滾珠絲杠螺母副的基本導程p 6mm 0 006mm 滾珠絲杠螺母副的效率 0 94 得 hP0 fT 2 20973 61 1 94 01 4phFPNm 21 2 負載轉動慣量計算 1 已知機床執(zhí)行部件 即工作臺 工件和夾具 的總質量 m 800kg 電動機每 轉一圈 機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離為 8mm 得 2220 68 073 314hLPJmkgm 2 計算滾珠絲杠的轉到慣量 J r 已知滾珠絲杠的密度 7 8 10 kg cm 得 3 4 4207 810 50 6 32rlDJ kg 3 計算聯(lián)軸器的轉動慣量 J 0 J 0 22662 38110 34 8Mkgm 4 總的轉動慣量 42Lr0J3 2kg 總 根據(jù)上述計算可初步選定伺服電機 選擇交流伺服電機 130MB200B 011000 主要技術參數(shù)如下 最高轉速 2500r minmaxn 額定轉矩 8 8N meT 最大轉矩 19 6N max 轉子慣量 0 00158mJ2 kg 機械時間常數(shù) 2 72mst 3 空載啟動時 折算到電動機軸上的加速力矩 amxT 3maxaxJn1 47025T 4N9 6t 1 總 rfax 3 60 3097 25mcf a 0 00158 1 4 J2 kgJ總 b 最大轉矩 19 6N m em 22 可見 130MB200B 011000 型交流伺服電機滿足設計要求 3 2 3 Y 軸系統(tǒng)校驗 1 傳動系統(tǒng)的剛度計算 1 計算滾珠絲桿的拉壓剛度 SK 本工作臺的絲杠支承方式為兩端固定 當滾珠絲杠的螺母中心位于滾珠絲桿兩支 承的中心位置 a 2 618mm 時 滾珠絲桿螺母副具有最小拉壓剛度 1L sminK 計算為 22smin1d7 96 06 0 m831N 1K 當滾珠絲桿的螺母副中心位于行程的兩端位置時 滾珠絲桿螺母副具有最大拉壓 剛度 計算得 smax 2 221sax0d7 96186 6 0 m2368 4 L 4 0 K N 2 計算滾珠絲杠螺母副支撐軸承的剛度 bK 已知軸承的接觸角 60 滾動體直徑 4 25mm 滾動體個數(shù) Z 10 軸承的最 Qd 大軸向工作載荷 3 5525 16575N 由公式 3 4 得 maxF 2 2 34 0BK253maxsinZF 2 2 34 324 5167i0 76 oNm 由兩端固定支承 2 2 706 1412N mb0B 3 計算滾珠與滾道的接觸剛度 Kc 由樣本查得 1367N m 20200N 973N 由公式 3 5 得 cKaCpF 13 0 pcaF 13976072 m0 2N 2 傳動系統(tǒng)剛度驗算及滾珠絲杠副的精度選擇 23 1 計算 N um min1K inin1183420735sbcK 計算 N um max1K axax1112368407248sbcK 靜摩擦力 0F 0 51 5FN 2 驗算傳動系統(tǒng)剛度 minK 已知反相差值或重復定位精度為 6 由公式 3 6 得 N m0min1 6 315358 6F 反 相 差 值 3 傳動系統(tǒng)剛度變化引起的定位誤差 k k0minax113 50 248mFK 4 確定精度 任意 300mm 內(nèi)的行程變動量 30V 對半閉環(huán)系統(tǒng)而言 30k 8V 定 位 精 度 定位精度為 12 m 300mm 所以 30 812 49 57V 所以 8 m 9 584 取絲杠精度取為 2 級 5 確定滾珠絲杠副的規(guī)格代號 已確定得型號 FFZD 公稱直徑 32mm 導程 6mm 螺紋長度 558mm 絲杠全長 750mm 24 P 類 2 級精度 即 FFZD4008 5 P2 750 558 3 驗算滾珠絲杠副臨界壓縮載荷 cF 因絲杠所受最大軸向載荷 小于絲杠預拉伸里 不用驗算 maxF 4 驗算滾珠絲杠副的臨界轉速 cn 由樣本得 27 9mm f 21 9 由公式 3 7 得2d 210685cLm 77ax22 9 163ccnf n 5 驗算 nD 由公式 3 8 得 27 9431 pwdDm r minmax806n ax 31 9425370npw 6 基本軸向額定靜載荷 驗算0C max0sfF 式中 滾珠絲杠副的基本軸向額定載荷 N 0aC 靜態(tài)安全系數(shù) sf 由樣本得 1 5 16575N 53300Nsfmax0aC 所以 1 5 16575 24863 2388N BPF 9 滾珠絲杠副工作圖設計 1 滾珠絲杠螺紋長度 sL 余程 40mm2ue eL 510 2 40 660mms 2 兩端固定支承距離 720mm 絲杠全長 L 852mm1L 28 3 行程起點離定支承距離 72mm0L 3 3 2 Z 軸伺服電機的選擇 1 力矩的計算 1 計算切削負載力矩 T c 已知在切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力 F F 3531N 電動機每轉一圈 機床執(zhí)amx 行部件在軸向移動的距離 6mm 0 01m 進給傳動系統(tǒng)的總效率 0 90 得 hP T 6 25N mc2a 3510 49N 2 計算摩擦負載力矩 T 已知在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力 即為空載時的導軌摩擦力 F 5 3N 得 0 T N m 0 0083N m 02hFP 5 3014 9 3 計算由滾珠絲杠得預緊而產(chǎn)生的附加負載力矩 T f 已知滾珠絲杠螺母副的預緊力 F 1177N 滾珠絲杠螺母副的基本導程p 10mm 0 01mm 滾珠絲杠螺母副的效率 0 94 得 hP0 fT 2 2017 1 94 0 34phFPNm 2 負載轉動慣量計算 1 已知負荷質量 m 4kg 電動機每轉一圈 機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離為 10mm 得 22520 14 0 3hLPJmkgm 2 計算滾珠絲杠的轉到慣量 J r 已知滾珠絲杠的密度 7 8 10 kg cm 得 3 4 4207 810 52 0 68 32rlDJ kg 29 3 計算聯(lián)軸器的轉動慣量 J 0 J 0 22662 38110 34 8MDkgm 4 總的轉動慣量 2Lr0J 84kg 總 根據(jù)上述計算可初步選定伺服電機 選擇交流伺服電機 130MB200B 011000 主要技術參數(shù)如下 最高轉速 2500r minmaxn 額定轉矩 8 8N meT 最大轉矩 19 6N max 轉子慣量 0 00158mJ2 kg 機械時間常數(shù) 2 72mst 3 空載啟動時 折算到電動機軸上的加速力矩 amxT maxax 3Jn0 814250T9 48N9 6t 7 總 rfax 1 7 250 8265mcf a 0 00158 1 4 J2 kgJ總 b 最大轉矩 19 6N m em 可見 130MB200B 011000 型交流伺服電機滿足設計要求 3 3 3 Z 軸系統(tǒng)校驗 1 傳動系統(tǒng)的剛度計算 1 計算滾珠絲桿的拉壓剛度 SK 本工作臺的絲杠支承方式為兩端固定 當滾珠絲杠的螺母中心位于滾珠絲桿兩支 承的中心位置 a 2 720mm 時 滾珠絲桿螺母副具有最小拉壓剛度 1L sminK 計算為 30 22smin1d7 36 06 0 m683N KL 當滾珠絲桿的螺母副中心位于行程的兩端位置時 滾珠絲桿螺母副具有最大拉壓 剛度 計算得 smax 2 221sax0d7 306 6 0 m189 4 L 4 K N 2 計算滾珠絲杠螺母副支撐軸承的剛度 bK 已知軸承的接觸角 60 滾動體直徑 4 25mm 滾動體個數(shù) Z 10 軸承的最 Qd 大軸向工作載荷 3 5525 16575N 由公式 3 4 得maxF 2 2 34 0BK253maxsinZF 2 2 34 324 51670 76 oNm 由兩端固定支承 2 2 706 1412N mb0B 3 計算滾珠與滾道的接觸剛度 Kc 由樣本查得 772N m 25700N 1177N 由公式 3 5 得 cKaCpF 13 0 pcaF 137659 m0 2N 2 傳動系統(tǒng)剛度驗算及滾珠絲杠副的精度選擇 1 計算 N um min1K inin11683425960sbcK 計算 N um max1K axax1189425934sbcK 31 靜摩擦力 0F 0 4517 3FN 2 驗算傳動系統(tǒng)剛度 minK 已知反相差值或重復定位精度為 6 由公式 3 6 得 N m0min1 6 53351 4F 反 相 差 值 3 傳動系統(tǒng)剛度變化引起的定位誤差 k k0minax115 30 4m26FK 4 確定精度 任意 300mm 內(nèi)的行程變動量 30V 對半閉環(huán)系統(tǒng)而言 30k 8V 定 位 精 度 定位精度為 12 m 300mm 所以 30 812 49 56V 所以 8 m 9 596 取絲杠精度取為 2 級 5 確定滾珠絲杠副的規(guī)格代號 已確定得型號 FFZD 公稱直徑 32mm 導程 10mm 螺紋長度 660mm 絲杠全長 852mm P 類 2 級精度 即 FFZD4008 5 P2 852 660 3 驗算滾珠絲杠副臨界壓縮載荷 cF 因絲杠所受最大軸向載荷 小于絲杠預拉伸里 不用驗算 maxF 4 驗算滾珠絲杠副的臨界轉速 cn 由樣本得 27 3mm f 21 9 由公式 3 7 得2d 21072648cLm 32 772 max2 310 9104868ccdnf nL 5 驗算 nD 由公式 3 8 得 27 314 pwdD r minmax80n ax 34 2750npw 6 基本軸向額定靜載荷 驗算0C max0sfF 式中 滾珠絲杠副的基本軸向額定載荷 N 0aC 靜態(tài)安全系數(shù) sf 由樣本得 1 5 16575N 50200Nsfmax0aC 所以 1 5 16575 24863 50200N 7 強度驗算 取 726 由公式 3 9 得 2 N7 3d 所以 mm2 24165 47 3d 驗算均合格 3 3 本章小結 本章首先介紹了各滾珠絲杠的選擇 介紹了伺服電機的選型 最后對系統(tǒng)進行了 校驗 33 4 3D 建模 4 1 CAXA 實體設計的介紹 CAXA 是我國具有自主知識產(chǎn)權軟件的知名品牌 是我國 CAD CAM CAPP PDM PLM 軟件的優(yōu)秀代表 在國內(nèi)設計制造領域擁有 120000 套授 權使用的廣泛用戶基礎和影響 CAXA 軟件最初起源于北京航空航天大學 經(jīng)過十多 年市場化 產(chǎn)業(yè)化和國際化的快速發(fā)展 目前已成為 領先一步的中國計算機輔助技 術與服務聯(lián)盟 Computer Aided X Ahead Alliance 產(chǎn)品覆蓋設計 CAD 工藝 CAPP 制造 CAM 與協(xié)同管理 EDM PDM 四大領域 其近 20 個模塊和構件 共同構成哦 CAXA PLM 集成框架 是國內(nèi)制造業(yè)信息化服務的主要供應商之一 CAXA A5 PLM 是面向制造企業(yè)典型流程的普及型 PLM 解決方案 它主要是針對 CAD 普及之后 企業(yè)對建立快速響應市場的產(chǎn)品創(chuàng)新研發(fā)體系及其協(xié)同工作平臺的現(xiàn) 實需求 并結合 CAXA 多年來服務用戶的實踐經(jīng)驗以及最新的技術 不斷研究發(fā)展而 成 CAXA A5 PLM 根植于制造企業(yè)的產(chǎn)品創(chuàng)新流程 結合各種 CAD CAM 單元應用 的集成技術 提供從概念設計 詳細設計 工藝流程到生產(chǎn)制造的各個環(huán)節(jié)的協(xié)同工 作平臺 是廣大制造業(yè)企業(yè)普及 PLM 應用 提升企業(yè)產(chǎn)品創(chuàng)新能力的最佳選擇 4 2 絲杠設計 34 4 2 1 設計思路 在設計絲杠的過程中 重點在于設計其螺紋的結構 先調(diào)用設計元素庫中的 圓 柱體 圖素 然后調(diào)用 工具 圖素中的彈簧 對圖素所加載屬性進行編輯修改 最 后用布爾特征中的減法 生成螺紋 4 2 2 設計步驟 1 啟動 CAXA 進入系統(tǒng) 進入三維設計環(huán)境 2 從設計元素庫中的 圖素 中選擇 圓柱體 圖素 將其拖放入設計環(huán)境中 如圖 4 1 所示 3 激活圓柱體智能圖素狀態(tài) 編輯包圍和 修改圓柱體尺寸為 長度 32 寬度 32 高度 660 如圖 4 2 所示 圖 4 1 調(diào)用 圓柱體 圖素 圖 4 2 編輯包圍盒 4 從 工具 圖素中拖出彈簧 激活彈簧智能圖素狀態(tài) 用鼠標右擊圖素 在 彈出菜單中選擇加載屬性 輸入相應參數(shù) 統(tǒng)一半徑 底部半徑 13 65 高度值 660 等螺距 初始螺距 10 截面圓形 d 為 7 2 如圖所示 點擊確定生成彈簧 如圖 4 3 所示 5 拾取彈簧零件 使其處于智能圖素編輯狀態(tài)下 單擊 三維球 按鈕 然后 用鼠標右鍵單擊三維球中心點 在彈出的快捷菜單中選擇 到中心 再點擊圓柱體外 圓出 則彈簧與圓柱體裝配到一起 如圖 4 4 所示 點擊 布爾特征 按鈕 在彈出的 菜單中選擇減法 被布爾減的體選擇圓柱體 要布爾減的體選擇彈簧 單擊確定 如 圖 4 5 所示 35 6 從設計元素庫中選擇圓柱體圖素 然后利用智能捕捉功能 捕捉到中心點時 將變?yōu)楦吡?綠色 圓點 將第二個圓柱體定位于第一個圓柱體右端面的中心位置 如圖 4 6 所示 7 編輯第二個圓柱體圖素包圍和的尺寸 修改為長度 23 寬度 23 高度 2 繼 續(xù)調(diào)用圓柱體圖素 重復上述操作 再調(diào)入 3 個圓柱體 使用智能捕捉功能 使其都 端面相接 以中心定位 3 個圓柱體圖素的尺寸由左向右分別為 直徑 25 20 22 長度 56 2 24 相應的在螺紋圓柱體的左端面依次調(diào)入 4 個圓柱體 直徑 23 25 20 22 長度 2 56 2 24 單擊 顯示全部 按鈕 顯示三維實體全景 如圖 4 7 所示 圖 4 3 加載屬性對話框 36 圖 4 4 彈簧與圓柱體裝配 圖 4 5 絲杠螺紋 圖 4 6 調(diào)用第二個圓柱體圖素 圖 4 7 絲杠各軸段 8 在絲杠兩端的軸段也用上述生成螺紋的方法添加上螺紋 不再贅述 最后單 擊 顯示設計樹 右鍵點擊零件 49 在彈出的菜單中選擇智能渲染 選擇深藍色 單 擊確定 單擊按鈕 顯示全部 按鈕 顯示三維實體全景 如圖所 4 8 示 37 圖 4 8 絲杠 4 3 標準件及高級圖素應用 4 3 1 設計方法 在零件中構造各種形狀的孔 布置安排孔的不同排列方式等已經(jīng)成為典型的設計 內(nèi)容 另外 有些零件 如螺釘 螺母 墊圈 齒輪 軸承和彈簧等 其結構已經(jīng)固 定 并已納入國家標準 所以在零件的分類中 一般將這些零件稱為標準件和常用件 CAXA 實體設計不僅提供了構造這些零件的方法 而且還將一些常用的結構歸納到設 計元素庫的 高級圖素 或 工具 選項卡中 4 3 2 內(nèi)六角圓柱頭螺釘設計 1 將工具元素庫中的 緊固件 圖素拖放到設計環(huán)境中 2 將 緊固件 對話框 在主類型和子類型下拉表框中選擇相應的緊固件類型 例把主類型設置為 螺釘 將子類型設置為 圓柱頭螺釘 3 單擊下一步按鈕 在彈出的對話框中選擇適當規(guī)格 并按需要修改各個參數(shù) 后 單擊確定按鈕 即可構造出相應的螺釘如圖 4 9 所示 4 其他如圓螺母等也可以直接從緊固件中拖出 38 圖 4 9 內(nèi)六角圓柱頭螺釘 4 4 裝配設計 4 4 1 設計方法 CAXA 實體設計的設計環(huán)境具有強大的裝配功能 它將裝配設計與零件造型設計 集成在一起 不僅提供了一般三維實體設計建模所具有的剛性約束能力 同時還提供 了三維球裝配的柔性裝配方法 并保證快捷 精確地利用零件上的特征點 線和面進 行裝配定位 其中 三維球定位裝配 無約束定位裝配和約束定位裝配比較常用 不 39 同裝配方法有各自的應用范圍 在產(chǎn)品設計中可根據(jù)不同的情況選用不同的裝配約束 方式 4 4 2 軸承座的裝配 1 啟動 CAXA 實體設計系統(tǒng) 進入三維設計環(huán)境 2 選擇 裝配 插入零件裝配 命令彈出 插入零件 對話框 如圖所示 3 把軸承 軸承蓋 擋圈 軸承座依次依次插入到設計環(huán)境中 如圖 4 10 所示 4 在設計環(huán)境中 拾取軸承蓋 然后激活其三維球 在三維球中 按下空格鍵 三維球變成白色 這時右擊三維球中心點 在彈出的菜單中選擇到中心點 如圖 4 11 所示 選擇軸承蓋大圓出 三維球就會移到大圓中心點 然后再按空格鍵 三維球變 回藍色 這時右鍵點擊三維球中心點 選擇到中心點 點擊軸承座外圓 這時 軸承 蓋被固定到軸承座上 如圖 4 12 所示 圖 4 10 組成軸承座的零件 40 圖 4 11 移動軸承蓋的三維球 圖 4 12 軸承蓋的安裝 5 用同樣的方法依次把軸承和擋圈裝配到軸承座上 單擊 顯示全部 按鈕 顯示三維實體全景 如圖 4 13 所示 圖 4 13 軸承座 41 4 5 二維工程圖的輸出 4 5 1 設計方法 CAXA 實體設計 2009 直接嵌入了最新的電子圖板作為 2D 設計環(huán)境 設計者可以 在同一軟件環(huán)境下輕松進行 3D 和 2D 設計 不再需要任何獨立的二維軟件 3D 轉 2D 功能主要用于解決利用三維實體準確生成二維工程圖的問題 其設計思想是在二維圖 版中讀入三維圖 然后根據(jù)用戶的需求生成準確的標準視圖 自定義視圖 剖視圖和 剖面圖 視圖生成后可以根據(jù)自己的實際情況對視圖進行修改 4 5 2 生成步驟 1 選擇 文件 新文件 命令 在彈出的 新建 對話框中選擇 工程圖 單擊 確定 彈出 新建 對話框 如圖 4 14 所示 選擇 空白 單擊確定 出現(xiàn)二 維工程圖的工作環(huán)境 圖 4 14 新建圖樣對話框 2 選擇 標準視圖 按鈕彈出 標準視圖輸出 對話框 選擇要輸出的實體 如圖 4 15 所示 42 圖 4 15 生成標準視圖 對話框 3 單擊主視圖 在圖紙上選擇合適的位置 添加視圖 如圖 4 16 所示 圖 4 16 生成主視圖 4 選擇 剖視圖 按鈕 選擇剖切方向 并指定剖面 拖動鼠標將破視圖定位 于合適的位置 如圖 4 17 所示 43 圖 4 17 剖視圖 5 點擊 文件 輸出 保存類型選擇 Autocad DWG cad 版本選擇選 R2004 如圖 4 18 所示 完成輸出 圖 4 18 輸出類型 44 4 6 本章小結 本章首先介紹了 CAXA 實體設計軟件 隨后介紹了典型零件的設計 標準件及高 級圖素應用 介紹了零件的裝配 和工程圖的輸出 45 5 運動仿真 5 1 設計方法 CAXA 動畫制作是將動畫設計元素中的動畫加到相應的零部件上 通過只能動畫 編輯器設置其動畫屬性 就可以完成動畫效果 5 2 絲杠的運動仿真 1 啟動 CAXA 實體設計軟件 打開裝配圖 2 智能渲染處理 為了使動畫效果更生動 所以為機構進行智能渲染 3 絲杠的智能動畫 拾取絲杠 單擊只能動畫按鈕 在只能動畫向導對話框中 如圖 5 1 所示 設置為旋轉 繞高度方向 角度為 360 單擊下一步 彈出如圖 5 2 所 示對話框 時間設置為 15 秒 點擊 完成 完成絲杠只能動畫的設置 圖 5 1 智能動畫向導第一頁 圖 5 2 智能動畫向導第二頁 4 播放動畫 單擊打開按鈕播放動畫 可以看見絲杠繞高度方向旋轉 5 3 本章小結 本章首先介紹了運動仿真的方法 隨后介紹了典型零件的運動仿真設計 46 6 結論 本次設計是在完成大學學習后進行的一次設計 是對大學四年所學專業(yè)知識的一 次深入的綜合性的總復習 也是一次理論聯(lián)系實際的訓練 能夠使我們的知識掌握更 牢 并能提升我們分析問題 解決問題的能力 通過本次設計我了解了目前數(shù)控機床研究的現(xiàn)狀 數(shù)控銑床的伺服進給系統(tǒng)的工 作原理 結構組成 及其作用 現(xiàn)總結本文的工作如下 1 根據(jù)資料確定了進給系統(tǒng)的運動參數(shù) 設計出傳動方案 2 根據(jù)計算公式對 X Y Z 三個軸的滾珠絲杠和伺服電機進行了選擇 3 使用 CAXA 實體設計軟件 把所有三個軸的零件進行建模 最后通過裝配把整 個數(shù)控銑床的進給系統(tǒng)仿真出來 直觀地表現(xiàn)出進給系統(tǒng)的運動過程 因為數(shù)控機床對進給系統(tǒng)的要求集中在精度 穩(wěn)定性和快速響應三個方面 由于 時間和條件的限制 響應和反饋部分并未深入研究 會在以后進行學習研究 47 參考文獻 1 文懷興 數(shù)控機床系統(tǒng)設計 北京 化學工業(yè)出版社 2005 5 2 文懷興 數(shù)控銑床設計 北京 化學工業(yè)出版社 2005 11 3 馮辛安 機械制造裝備設計 北京 機械工業(yè)出版社 2005 12 4 隋秀凜 高安邦 實用機床設計手冊 北京 機械工業(yè)出版社 2010 1 5 黃如林 新編實用切削加工速查手冊 福建 福建科學技術出版社 2008 4 6 上海金屬切削技術協(xié)會 新金屬切削手冊 上海 上?？茖W技術出版社 2000 6 7 黃如林 切削加工簡明實用手冊 北京 化學工業(yè)出版社 2009 10 8 許立福 機械制造裝備設計課程設計指導書 沈陽 沈陽理工大學 2009 11 9 成大先 機械設計手冊 北京 化學工業(yè)出版社 2008 1 9 陸劍中 孫家寧 金屬切削原理與刀具 北京 機械工業(yè)出版社 2005 1 48 致 謝 本論文的順利完成首先要感謝我的導師許立福老師