雙驅(qū)動滾動支承直線進給系統(tǒng)設計與靜動校核分析

1、 南 京 理 工 大 學畢業(yè)設計說明書(論文)作 者:侯陽琨學 號：0901500317學院(系):機械工程學院專 業(yè):機械工程及自動化題 目:加工中心雙驅(qū)動滾動支承直線進給系統(tǒng)設計與靜動校核分析指導者： (姓 名) (專業(yè)技術職務)評閱者： (姓 名) (專業(yè)技術職務)2013年5月畢業(yè)設計說明書（論文）中文摘要 進給驅(qū)動系統(tǒng)是數(shù)控加工中心的重要組成部分，進給系統(tǒng)的設計是否合理，靜動態(tài)特性如何將直接影響到加工中心的加工精度。本文以雙滾動絲杠驅(qū)動直線進給進給系統(tǒng)為研究對象，對目前國內(nèi)外機床的進給系統(tǒng)的研究狀況進行了簡單介紹；利用三維造型軟件pro/e，對雙驅(qū)動進給系統(tǒng)的組成部件進行了設計及裝配

2、；并基于有限元的分析方法，利用ansys軟件對進給系統(tǒng)的重要部件如工作臺、底座和滾珠絲杠進行了模態(tài)分析，并對滾珠絲杠做了靜力分析，并進行了壓桿穩(wěn)定的校核；在最后對“支撐部分壁厚對模態(tài)各階頻率的影響”做了分析。關鍵字 進給系統(tǒng) 靜動態(tài)分析 有限元 ansys畢業(yè)設計說明書（論文）外文摘要title the analysis of static and dynamic characteristics of scrolling support linear feed system with dual drive of machining centerabstractthe feed drive sy

3、stem is an important part of cnc machining center, the design and static and dynamic character of the feed system will directly affect the accuracy of machining center.based on the feed system with dual drive as the research object, the present research status at home and abroad of the feed system o

4、f machine tool were introduced. we use software pro/e to finish the design and modeling of the components of system. we use ansys software (based on fem) to do the modal analysis of the table, the base and the ball screw. we also do the static analysis of ball screw and check the stability of compre

5、ssion bar of the screw. finally, we do the analysis of the influence of thickness of the support section to each order modal frequency.keywords feed system static and dynamic characteristics ansys目 次1緒論11.1研究背景11.2雙驅(qū)動直線進給系統(tǒng)的研究現(xiàn)狀11.3本文研究內(nèi)容32雙絲杠驅(qū)動進給系統(tǒng)的設計計算52.1雙絲杠驅(qū)動直線進給系統(tǒng)的設計流程52.2進給系統(tǒng)要求的技術參數(shù)52.3傳動系統(tǒng)設計5

6、2.4滾珠絲杠選型62.5絲杠支承設計82.6伺服電動機的選型92.7導軌的設計計算102.8工作臺設計122.9底座設計142.10系統(tǒng)剛度的驗算153雙驅(qū)動進給系統(tǒng)的有限元建模與靜動態(tài)分析183.1有限元及ansys簡介183.1.1有限元方法簡介183.1.2ansys簡介183.2模態(tài)分析193.2.1模態(tài)分析簡介193.2.2滾珠絲杠的模態(tài)分析及靜力學分析193.2.3工作臺的模態(tài)分析263.2.4底座的模態(tài)分析303.2.5模態(tài)對比分析33結 論36致謝37參考文獻381 緒論1.1 研究背景數(shù)控即數(shù)字控制(numerical control，nc)，是數(shù)字程序控制的簡稱。它是通過

7、特定處理方式下的數(shù)字信息去自動控制機械裝置進行動作，這種采用數(shù)字化信息實現(xiàn)自動化控制的技術稱數(shù)控技術，簡稱數(shù)控1。如果部分或全部基本的數(shù)控功能是通過計算機來實現(xiàn)的，則稱為計算機數(shù)控(computer numerical control，縮寫為cnc)。數(shù)控車床則是指利用數(shù)字化技術來控制加工過程和執(zhí)行機構運動的機床。一個國家數(shù)控機床的數(shù)量和水平已經(jīng)成為了衡量一個國家工業(yè)現(xiàn)代化程度和綜合國際競爭力的重要指標2。數(shù)控技術已經(jīng)成為了發(fā)達國家用來提高制造業(yè)水平的重要基礎，目前各個國家都在把發(fā)展自己的數(shù)控技術作為重要的發(fā)展戰(zhàn)略。日本由于數(shù)控技術的快速發(fā)展從而使得本國的制造業(yè)迅速崛起。到目前為止，以數(shù)控技術

8、為主要代表的現(xiàn)代化制造技術已經(jīng)成為美國、日本和歐洲等先進工業(yè)國家競爭的焦點。我國目前也正在采取各種積極措施來大力的發(fā)展我國的數(shù)控技術，以數(shù)控技術為基礎來振興我國的機械工業(yè)已經(jīng)成為了發(fā)展的重中之重。目前，在國內(nèi)比較低檔的經(jīng)濟型數(shù)控車床系統(tǒng)已經(jīng)基本實現(xiàn)了國產(chǎn)化，但在生產(chǎn)設計高檔的數(shù)控車床系統(tǒng)方面在國際上仍處于相對劣勢的地位。1.2 雙驅(qū)動直線進給系統(tǒng)的研究現(xiàn)狀學者們已經(jīng)對滾珠絲杠直線進給系統(tǒng)的精度以及靜動態(tài)特性做了大量的分析和研究，提出來各種關于進給驅(qū)動系統(tǒng)的設計計算及優(yōu)化方法。建立了大量的數(shù)學物理型進行理論分析，并且借助各種三維模型軟件建立了的直線進給系統(tǒng)的三維立體模型，還通過利用有限元分析的方

9、法對直線進給系統(tǒng)進行各種形變、應力的分析，還進一步進行了模態(tài)分析等方面的研究。大連理工的戴曙總結了一套關于數(shù)控機床直線進給系統(tǒng)的傳動設計計算方法以及其中比較重要的傳動部件和滾珠絲杠及絲杠支承的計算設計方法。謝紅，高健等總結了加工中心的工作臺、滾珠絲杠副、伺服電機、滾動直線導軌的選擇計算，還作了伺服進給系統(tǒng)中的傳動精度計算、絲杠拉壓振動和扭轉(zhuǎn)振動的驗算9。山東大學的許向榮等對滾珠絲杠副的軸向剛度做了分析研究，并進一步推導了單螺母滾珠絲杠螺母副的軸向剛度計算公式,分析了其影響因素,并運用matlab仿真軟件進行了仿真,得出了其關系曲線10。東北大學的邱國富對數(shù)控機床進給機構的特性進行了研究，并建立

10、了進給系統(tǒng)的伺服控制系統(tǒng)的數(shù)學模型，并用ansys及simulink對進給伺服系統(tǒng)的特性進行了分析和動態(tài)性能的仿真11。曹永峰完成了“數(shù)控機床伺服進給cad系統(tǒng)”的研究與開發(fā)；薛東彬完成了基于pro/e的滾珠絲杠參數(shù)化設計；安琦瑜，馮平法，郁鼎文等完成了基于 fem研究方法 的滾珠絲杠直線進給系統(tǒng)的動態(tài)性能分析；趙萬軍完成了基于ansys的滾珠絲杠直線進給系統(tǒng)的靜動態(tài)特性分析等等。mizuho n對滾珠絲杠進給系統(tǒng)建立動力學模型，分析了絲杠變形對靜、動特性的影響6-7。cheng h e運用有限元方法對進給系統(tǒng)進行動力學分析和拓撲優(yōu)化設計，并將靈敏度分析技術應用于動特性分析中，提高了對進給系統(tǒng)

11、靜、動特性研究的準確度8。以上這些傳統(tǒng)的較為成熟的靜態(tài)動態(tài)特性分析的研究對象多為進給系統(tǒng)的部件或者單滾珠絲杠驅(qū)動的進給系統(tǒng)。為了更好的去適應高速化高精度化的要求，改進并提高滾珠絲杠的靜態(tài)動態(tài)性能，一些學者和專家考慮將傳統(tǒng)的單滾珠絲杠驅(qū)動進給系統(tǒng)進行改進，改為采用雙滾珠絲杠驅(qū)動的進給驅(qū)動系統(tǒng)?，F(xiàn)在很多發(fā)達國家已采用了雙滾珠絲杠驅(qū)動方式，將驅(qū)動力盡可能作用于運動件的重心，可以在高切削速度和進給速度條件下，減小扭轉(zhuǎn)變形，進而提高進給系統(tǒng)的整體剛度10如圖1-1所示，如果在機床的重心處有物體，并且不能直接將力加在重心處，可以將力平均分配到重心的兩端，同樣可以實現(xiàn)進給軸的直線進給。圖1-1 雙滾珠絲杠驅(qū)

12、動如日本森精機開發(fā)的nv4000dcg機床就采用了雙滾珠絲杠驅(qū)動技術；nsk采用特殊的工藝方法制造出了雙驅(qū)動滾珠絲杠副，螺紋長度為1200mm的兩根絲杠，相互累計導程誤差不超過0.005mm。由大連機床廠設計生產(chǎn)的vht系列五軸聯(lián)動立式車銑復合加工中心的y 軸方向即采用的是雙絲杠驅(qū)動的結構。郭崇嵩，芮執(zhí)元，劉軍等以國家科技重大專項動梁無滑枕立式銑車復合加工中心雙驅(qū)進給系統(tǒng)工作臺為研究對象，通過有限元的分析方法對豎直方向（即z軸方向）的雙驅(qū)進給系統(tǒng)進行了靜動態(tài)特性分析18由昆明機床廠設計生產(chǎn)的tgk46100機床，也是采用的雙絲杠驅(qū)動進給系統(tǒng)。企業(yè)目前還沒有一個相對官方的跨距確定原則，一般都是通

13、過有限元法分析的方法來計算出雙絲杠驅(qū)動的優(yōu)勢以及絲杠之間的跨距對進給系統(tǒng)靜動態(tài)特性的影響，從而計算出最佳的跨距。綜上所述，現(xiàn)階段對單絲杠驅(qū)動直線進給系統(tǒng)的研究，已經(jīng)基本成熟，而對雙驅(qū)動直線進給系統(tǒng)的研究則是處于實踐超前于理論的階段，各大廠家都各自有自己的設計分析的方法，而并未形成統(tǒng)一的理論，也沒有各種設計方法之間的優(yōu)劣對比。雙驅(qū)動直線進給系統(tǒng)的設計分析整體還不是很成熟。1.3 本文研究內(nèi)容進給驅(qū)動系統(tǒng)是加工中心的重要組成部分，進給系統(tǒng)的設計是否合理，靜動態(tài)的特性如何將會直接的影響到加工中心的加工精度。本文以雙滾動絲杠驅(qū)動直線進給系統(tǒng)為研究對象，主要進行一下工作：（1）對目前國內(nèi)外數(shù)控車床的直線

14、進給驅(qū)動系統(tǒng)的研究狀況進行了簡單介紹。（2）參考單絲杠驅(qū)動進給系統(tǒng)，對雙驅(qū)動系統(tǒng)進行設計及選型。（3）利用三維造型軟件pro/e，對雙驅(qū)動進給系統(tǒng)的組成部件進行了設計及裝配。（4）并基于有限元的分析方法，利用ansys軟件對進給系統(tǒng)的重要部件如工作臺、底座和滾珠絲杠進行了模態(tài)分析，并對滾珠絲杠做了靜力分析，并進行了壓桿穩(wěn)定的校核。（5）對支撐部分壁厚對于模態(tài)分析中的各階模態(tài)的固有頻率有何影響做了進一步的分析和對比。2 雙驅(qū)動進給系統(tǒng)的設計計算2.1 雙驅(qū)動直線進給系統(tǒng)的設計流程由于現(xiàn)階段對于雙驅(qū)動的設計計算理論還未成熟，本文則是在現(xiàn)有的比較成熟的單絲杠驅(qū)動進給系統(tǒng)的設計計算基礎上，結合雙驅(qū)動自

15、己的特點，進行了雙驅(qū)動直線進給系統(tǒng)的設計。整個雙絲杠驅(qū)動進給系統(tǒng)的設計流程如圖2-1所示：圖2-1 雙驅(qū)動進給系統(tǒng)設計流程2.2 進給系統(tǒng)要求的技術參數(shù)系統(tǒng)參數(shù)：工作臺重300kg；工件及夾具的最大重量1200kg；縱向最大進給力為9000n；工作臺行程900mm；進給速度320000mm/min；快速進給速度42m/min；要求定位精度0.007/300mm。2.3 傳動系統(tǒng)設計交流何服電機的最高轉(zhuǎn)速ndmax有2000r/min，3600r/min ，4500r/min，6000r/min，不等。工作臺要求的最快進給速度vmax= 42m/min。假設伺服電動機通過聯(lián)軸節(jié)與絲杠直聯(lián)，即u=

16、1（一般的加工中心都應盡量設計成伺服電機和滾珠絲杠經(jīng)過聯(lián)軸器直接相連）。先試選電動機的最高轉(zhuǎn)速為nmax=4500r/min，則：絲杠導程：ph=1000×vmaxnmax=1000×424500=9.33mm取10mm （2.1）在反饋裝置中，目前有兩種：（1）用測速發(fā)電機作為速度反饋；用旋轉(zhuǎn)變壓器作為位置反饋；（2）利用編碼脈沖編碼器同時作為速度和位置反饋，后者應用目前較為廣泛 3。這里選用脈沖編碼器兼作位置和速度反饋。脈沖編碼器每轉(zhuǎn)動一轉(zhuǎn)會發(fā)出一定數(shù)量的脈沖。每一個脈沖就是一個數(shù)字單位，代表著執(zhí)行部件運動了一定的位移a（mm），稱為脈沖當量2。普通精度的數(shù)控機床一般取

17、脈沖當量為：0.01mm，較精密的數(shù)控機床取0.001mm 或0.005mm，精密或超精密的機床可以取0.0001mm2。這里選定脈沖當量為a=0.001mm/脈沖。電動機每一轉(zhuǎn)發(fā)出的脈沖數(shù)b應為：b=ph×ua=10×10.001=1000(脈沖r) （2.2）常用的光電編碼器有2000脈沖/r，2500脈沖/r，3000脈沖/r等。這里選取2500脈沖/r的編碼器，并在其后加一個4倍的倍頻器。傳動系統(tǒng)總體如圖2-2所示：圖2-2 傳動系統(tǒng)示意圖伺服電機3與滾珠絲杠5通過聯(lián)軸器4聯(lián)結。脈沖編碼器2與電機軸相連，安裝在交流伺服電機內(nèi)。脈沖編碼器2每轉(zhuǎn)發(fā)出2500個脈沖，經(jīng)倍

18、數(shù)為4的倍頻器1加倍，反饋給控制系統(tǒng)。2.4 滾珠絲杠選型（1）精度：本例中要求的定位精度為0.007/300mm。絲杠的“任意300mm行程內(nèi)的行程變動量v300”一般取為定位精度的1/31/2，即0.00230.0035mm。0級精度的絲杠v300=0.003mm。故應取0級精度。（2）疲勞強度:一批相同的滾珠絲杠，在軸向載荷ca的作用下，在運轉(zhuǎn)106r后，90%的絲杠不產(chǎn)生疲勞點蝕，則稱ca為這種規(guī)格絲杠的額定動載荷。首先，計算本例中工作負載造成的絲杠的當量載荷cm。絲杠在運動時的所受到的最大的外載荷為縱向最大進給力和同方向的滑動摩擦力；而在運動時所受到的最小外載荷為單獨的滑動摩擦力。最

19、大進給力為9000n。工作臺加夾具重量為（300+1200）×9.8=14700n。滾動導軌一般狀態(tài)下摩擦系數(shù)為0.003。故摩擦力：ff=fmin=14700×0.003=441 n （2.3）最大載荷：fmax=9000+441=9441 n （2.4）平局載荷： fm=2×fmax+fmin3=2×9441+4413=6441 n (2.5)由于采用雙絲杠進給系統(tǒng)。所以絲杠的實際平局載荷fm*= fm×，最大載荷fmax*=fmax×。其中為單雙絲杠驅(qū)動轉(zhuǎn)化系數(shù)，這里取保險系數(shù)為1.2，即=0.6。即fm*=6441×

20、0.6=3864.6 n，fmax*=9441×0.6=5664.6 n。絲杠的最高轉(zhuǎn)速為4500r/min。工作臺最低速度為3mm/min，故可認為絲杠最低轉(zhuǎn)速為0。平均轉(zhuǎn)速nm=2250r/min。絲杠的壽命取15000h。通過查表，fa取1，fw取1.3。l=60×nm+h106=60×2250×15000106=2025 ( 106r) (2.6)絲杠的當量載荷：cm=3864.6×32025×1.31=63.56 kn (2.7)所選的滾珠絲杠，其額定動載荷ca不得小于此值cm，即cacm。根據(jù)ffz系列樣本，選擇ffz50

21、10型號的滾珠絲杠。直徑50mm，導程10mm，5列。額定動載荷為ca=64 kn，大于計算結果。預緊力fp=×ca，其中為預加載荷類型系數(shù)，這里取去=0.25。則fp=26 kn。由于軸向最大載荷fmax*不超過預緊力的3倍，所以不需要對預緊力提出額外要求。2.5 絲杠支承設計滾珠絲杠常用的支承方法有3種。表 2-1 絲杠的支承方式本例中選取“兩端固定”的支承方法。根據(jù)滾珠絲杠副的要求，ffz5010型號的滾珠絲杠軸端直徑不得超過42mm，故選用40mm的軸承。兩端均采用60°角接觸軸承的40tac-72a型推力角接觸軸承(內(nèi)徑40mm，外徑72mm，寬度15 mm)。關

22、于軸承的安裝方式，若采用面對面的安裝方式，當中間軸由于熱膨脹而變長的時候，軸承的游隙會變小，很可能造成滾珠軸承卡死的情況。故在這里兩組軸承均采用均背對背的安裝方式。圖2-3 成對軸承安裝方式示意圖2.6 伺服電動機的選型1.最大切削負載轉(zhuǎn)矩：(1).工作載荷的摩擦力矩：tf=fmax*×ph2=5664.6×0.012××=10.02 n·m (2.8)(2).預加載荷產(chǎn)生的摩擦力矩：tp=fp×ph29.8=26000×0.0129.8=8.725 n·m (2.9)故最大切削力矩：t = tf +tp =18.

23、74 n·m。適當考慮軸承摩擦造成的摩擦力矩te。所選伺服電機的額定轉(zhuǎn)矩大于25 n·m較為合適。2.慣量匹配： (1)工件和工作臺的慣量轉(zhuǎn)換：工作臺和工件總重量為1500kg。由于是雙驅(qū)動進給，需要考慮轉(zhuǎn)換系數(shù)，最終轉(zhuǎn)動慣量折算到電機軸為：j1=mv2× =mph×n2n2× =15000.0122×0.6=0.00228 kg·m2 (2.10)(2)絲杠的慣量： 絲杠的直徑為50mm=0.05m，長度為1.8m j2=132×7.8×103×1.8×0.054=0.008615

24、kgm2 (2.11)(3)連接軸慣量： 選用彈性圓柱銷聯(lián)軸器（jb108-60-q1型），許用最大轉(zhuǎn)矩為67n·m，許用最高轉(zhuǎn)速為5400 r/min，均滿足要求。轉(zhuǎn)動慣量為0.003 kg·m2故總慣量為： jl=j1+j2+j3=0.00228+0.008615+0.0030.0139 kg·m2 (2.12)根據(jù)交流伺服電機要求，負載慣量 電機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量×10（倍）。所以，伺服電機的轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量應在0.00139 kg·m2以上。根據(jù)上述的計算要求可以先試選伺服電機。初步選擇bpa6交流電機系列的a600-20型號電機。額定轉(zhuǎn)矩28.

25、6 n· m，大于最大切削負載轉(zhuǎn)矩。轉(zhuǎn)子慣量jm =0.00723 kg·m2，滿足要求。電機主要其他參數(shù)為：最大輸出轉(zhuǎn)矩tmax=85.8 n·m。電勢系數(shù)ke =1v·s/rad ,轉(zhuǎn)矩系數(shù)kt =2.12nm/a。4.空載加速轉(zhuǎn)矩：空載加速轉(zhuǎn)矩是指：執(zhí)行部件從靜止以階躍指令加速到最快進給速度時需要電機輸出的轉(zhuǎn)矩，這個轉(zhuǎn)矩不得超過伺服電動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩tmax5?？蛰d加速時，主要是克服慣性，如果選擇a600-20型號電機，則總慣量為：j=jl+jm=0.0174+0.00723=0.02463 kg·m2 (2.13)一般情況下，伺服電動

26、機的加速時間用tac表示。tac=2×4500×0.0246360× tmax=0.1353 s (2.14)設置伺服電機驅(qū)動器的加減速時間為0.1353 s即可。2.7 導軌的設計計算滾動導軌的設計主要是根據(jù)滾動導軌的工作條件來選取滾動導軌的型號，并進行合理的配置?；驹O計過程為：首先計算滾動導軌的受力，然后根據(jù)導軌的工作條件計算動載荷，再根據(jù)滑塊的預期壽命推算出額定動載荷，再依此選擇滾動導軌及滑塊的型號。1.受力分析：滾動導軌主要是受到切削力、工件和工作臺重力的影響，在進行受力分析時必須將兩者同時進行考慮。下面以圖所示加工中心的導軌為例，分析受力情況。一般情況

27、下加工中心均是采用兩根導軌條，每條導軌上有兩個滑塊。由于背向力和摩擦力等對載荷的影響很小，在這里忽略不計。只考慮縱向進給力f，重力w，和豎直切削力fc對滑塊的影響。在實際工作中，考慮到受力位置是不斷變動的，所以采用平均載荷對滾動導軌進行分析，在這里認為平均受力點為工件中心。圖2-4 工作受力示意圖(1)首先考慮重力w和豎直切削力fc的作用：r11=r21=r31=r41=w4+fc4 (2.15)(2)再考慮f（f=fq）的作用：r12=r22=-12×f×yz (2.16)r32=r42=12×f×yz (2.17)(3)綜合載荷：r1=r2=r11+

28、r12=-12×f×yz+w4+fc4 (2.18)r3=r4=r31+r32=12×f×yz+w4+fc4 (2.19)(4)將最大縱向進給力、最大豎直切削力及最大工件及工作臺重量代入公式，假設工件中心到絲杠中心的距離為250mm，兩滑塊之間的距離為500mm。r1=r2=-12×9000×0.250.5+9.84+150004=-5175 n (2.20)r3=r4=12×9000×0.250.5+9.84+150004=9675 n (2.21)2.壽命的計算:滾動導軌的計算和滾動軸承的計算相似，在一定的載荷

29、下移動一定的距離，90%的滾動導軌不發(fā)生點蝕，這個載荷稱為額定動載荷，行走的距離則是額定壽命。假設壽命要求為15000 km。壽命計算公式為：lh=50(fhfcftcfwpc)3 (2.22)由此推出 :c=3 lh50×fwpcfhfcft=95.95 kn (2.23)由此選取型號為lbb55rhl型號的滾動直線導軌副，額定動載荷 109.24 kn。2.8 工作臺設計工作臺是零件加工的場所，是采用鑄造技術，自行設計制造。（1）尺寸設計在本例中，尺寸方面沒有嚴格的要求，設定工作臺尺寸為1600×630×220mm。（2）t形槽設計圖2-5 t型槽尺寸示意圖根

30、據(jù)工作臺尺寸及厚度均勻原則。選擇t型槽尺寸為：a=28mm、b=50mm、c=20mm、h=48mm、p=100mm。（3）與導軌滑塊的連接設計工作臺需要與4個導軌滑塊連接，故在工作臺底端設置4個與滑塊連接的裝置。在工作臺底端增加四個用于連接的薄板，并在薄板上方增開4個長方體的凹槽，用于給扳手提供活動空間，方便擰緊螺母。具體結構如圖2-6所示。圖2-6 工作臺局部結構（4）支撐結構設計由于設置連接部分，所以工作臺下半部分厚度很大，如果做成實心結構則會導致工作臺笨重。故需要設置成筋板結構。由于沒有排放碎屑等要求，所以選用最簡單的筋板結構，鏤空成長方體陣列，并在長方體之間用圓柱導通。同時地面還要保

31、留安裝絲杠螺母的位置。具體結構如圖2-7所示。圖2-7 工作臺底部結構2.9 底座設計底座是整個進給系統(tǒng)的總體支撐部分，用來放置導軌、工作臺、軸承座等部件。底座必須保證合理的結構布局，通過螺栓連接可以固定各個部件。為了滿足高速、高精度的測試要求，底座必須具有良好的剛度，并且有很好動態(tài)特性。底座通常為類長方體，考慮到節(jié)省材料并保證剛度，合理設計底座支撐架的形狀和尺寸，可以在節(jié)省材料的情況下得到符合要求的靜剛度和比較合適的固有頻率。考慮到要方便排放碎屑，在底座上面凹槽部分上下打通，方便碎屑排放。具體結構如圖所示。圖2-8 導軌安裝位置圖2-9 軸承座安裝位置圖2-10 底部支撐架結構2.10 系統(tǒng)

32、剛度的驗算進給驅(qū)動系統(tǒng)設計要求的定位精度為0.007/300mm。其中0級絲杠v300=0.003mm。其余誤差為在載荷作用下，各個環(huán)節(jié)的位移。（1）伺服剛度krkr=kskt(1+kvo)kmrm (2.24)伺服電動機的增益，等于伺服電機的角速度與輸入電壓之比。輸入電壓，大部分被反電動勢所平衡，少量的消耗于電樞回路的阻抗5。忽略次要影響因素，可以認為“輸入電壓=反電動勢”。伺服電動機的反電動勢系數(shù)km指的是：伺服電動機的反電動勢與角速度之比。即：km=1ke (2.25)a600-20型伺服電機的電勢系數(shù)ke =1 v· s/rad ,轉(zhuǎn)矩系數(shù)kt =2.12 nm/a，rm =

33、0.26。伺服系統(tǒng)的ks=8 1/s（ks為系統(tǒng)增益，由試取后經(jīng)過驗算得到），取kvo =2×8=16 v/v。則：kr=8×2012×(1+16)1×0.26=1108.923 nm/rad (2.26)折合到執(zhí)行部件的直線剛度為kr*=kr(2ph)2=1108.923×(20.01)2= 437.78×106 n/m=737.78 n/µm (2.27)（2）滾珠絲杠的拉壓剛度 ktmin本例中絲杠采用的是“兩端固定“的軸承支承方法，絲杠的拉壓剛度固定，不受螺母在絲杠中的位置變化的影響。工作臺的行程為900mm。當螺母

34、移到距定位點最近處時，還應保留一定的距離，設為150mm。故距離l=900+150=1050mm=1.05m。代入公式ktmin=4ael×10-6=4×di24el×10-6 (2.28) 式中 di絲杠底徑，等于公稱直徑減球徑。本例中的公稱直徑為50mm，球徑等于7.144mm，故di=50-7.144 = 42.856mm=0.042856mktmin=4××0.04285624×2×10111.05×10-6=1099.04 n/µm (2.29)（3）絲杠軸承的軸向剛度 kba絲杠軸承為40ta

35、c-72a型，查文獻得兩列組合型的軸向剛度kba為1230 n/µm。（4）綜合剛度一般來講，進給系統(tǒng)的剛度的主要影響環(huán)節(jié)是絲杠的拉壓剛度、伺服系統(tǒng)剛度和軸承的剛度，絲杠螺母之間的接觸剛度和聯(lián)軸器的扭轉(zhuǎn)剛度是很高的，其變形可以忽略不計。綜合剛度記為k1k=1kr*+1ktmin+1kba =0.003078 µm/n (2.30)故 k=1/0.003078=324.85 n/µm(7) 彈性變形測量定位精度時，機床不切削。故載荷僅為摩擦力。本例中摩擦力ff =441 n，故彈性變形=ffk=441324.85=1.36 µm (2.31) (8) 定位

36、誤差任意300mm長上的定位誤差，等于滾珠絲杠的誤差v300 加上彈性變形，即3+1.36=4.36 µm。再加上在計算過程中一些被忽略的次要因素，可以滿足定位精度0.007/300mm的要求。2.11 本章小結根據(jù)工作條件、壽命、精度等要求，對標準件進行選型工作，并對其他部件進行形狀結構設計，最后綜合校核整體精度。主要部件設計完畢之后，再根據(jù)軸承、聯(lián)軸器、電機等部件型號和大小，設計出相應的軸承座，軸承端蓋等輔助部件。最終雙驅(qū)動直線進給系統(tǒng)的總體裝配圖如下所示：圖2-11 整體裝配效果圖3 雙驅(qū)動進給系統(tǒng)的有限元建模與靜動態(tài)分析3.1 有限元及ansys簡介3.1.1 有限元方法簡介

37、有限元法是是近似求解一般連續(xù)域問題的一種數(shù)值方法，最初是用于對結構進行應力分析，后來很快就廣泛應用于如電磁場、流體力學等各種連續(xù)域問題；有限元法適應于任意復雜的幾何區(qū)域，可以處理不同的邊界條件，由于計算機技術的不斷發(fā)展，在20世紀中葉以來，有限元法以其獨有的計算優(yōu)勢得到了廣泛的發(fā)展和應用22。其核心思想是：將一個連續(xù)的結構體離散為由各種不同單元（也可以是一種單元）組成的離散模型。然后根據(jù)問題的具體情況，設置劃分出的單元的形式（如梁單元、桿單元等）和數(shù)目（一般單元數(shù)量越多則最后得到計算結果精度也會越高，但會增大工作量），最后用被離散化的物體來代替原始的研究對象體進行求解，用得到的解來近似表示真實

38、的變形情況。有限元分析中分析的對象已經(jīng)不再是原始對象，而是由大量的單元以某種的方法聯(lián)結而成的離散對象。所以，用有限元分析的方法進行計算所獲得的結果只是近似解。但劃分單元的性質(zhì)和數(shù)目如果非常合理，那么近似程度就會很高，得到的結果也就與實際情況相符合。3.1.2 ansys簡介ansys軟件是美國ansys公司研制的大型通用有限元分析（fea）軟件，他是世界范圍內(nèi)增長最快的cae軟件，能夠進行包括結構、熱、聲、流體及電磁場等學科的研究，在航空航天、機械制造、土木工程、船舶工程等領域有著廣泛的應用22。ansys操作簡單方便、功能強大，已經(jīng)成為了在國際上現(xiàn)在最為流行的有限元分析軟件之一。ansys基

39、本功能包括：結構分析（靜力分析、模態(tài)分析、諧響應分析、瞬態(tài)動力學分析、特征屈曲分析、專項分析等）、熱分析、電磁分析、流體分析、耦合場分析等22。3.2 模態(tài)分析3.2.1 模態(tài)分析簡介模態(tài)分析是用來確定物體振動特性的一種技術，通過它可以確定無敵的固有頻率、振型和振型參與系數(shù)（即某個振型在某個方向上在多大程度上參與了振動）22。因為加工中心的激振力的頻率一般都不會太高，所以只有前幾階模態(tài)的固有頻率才會與振源的激振頻率重合或著接近；高階模態(tài)的固有頻率已經(jīng)遠遠高于可能出現(xiàn)的振源的激振頻率，一般不會發(fā)生共振，對加工質(zhì)量精度的影響也不大20。所以在進給系統(tǒng)的模態(tài)分析中，需要分析前幾階的模態(tài)。本文中，主要

40、是進行了對主要零部件的前六階模態(tài)振型的分析以及對絲杠在軸向力作用下的靜力學分析及壓桿穩(wěn)定的分析。3.2.2 滾珠絲杠的模態(tài)分析及靜力學分析（1）模型簡化在用ansys對滾珠絲杠進行動靜態(tài)分析的過程中，如果不對模型進行簡化，則由于螺紋等細小復雜的結構的存在，使得模型過于龐大，網(wǎng)格分割之后的計算量也會很大，并且也會分割出大量的畸變單元。為此，需要對模型進行簡化，由于絲杠螺紋對絲杠模態(tài)振型及靜力分析影響不大，因此將絲杠簡化為無螺紋的光桿。前輩們已經(jīng)證明，這種簡化在靜動態(tài)分析中是可靠的。 滾珠絲杠簡化后的模型如圖3-1所示：圖3-1 滾珠絲杠簡化模型（2）定義材料屬性根據(jù)ansys模態(tài)分析需要，定義彈

41、性模量和材料的密度。滾珠絲杠的材料屬性如下：表3-1 滾珠絲杠材料屬性彈性模量/gpa泊松比密度/kgm-32000.37800（3）單元的選擇和網(wǎng)格的劃分建模過程中采用solid 92實體單元進行網(wǎng)格劃分。本單元由10個節(jié)點定義，每個節(jié)點有3個自由度：節(jié)點坐標系的x，y ，z方向的平動。非常適合不規(guī)則形狀的結構特別是曲線邊界的擬合。采用智能尺寸進行網(wǎng)格分割，選取的劃分單元的精度為4。劃分網(wǎng)格后的滾珠絲杠模型如圖3-2所示：圖3-2 滾珠絲杠網(wǎng)格模型（4）定義邊界條件由于在本系統(tǒng)中采用兩端固定支撐，所以在設置約束時，約束絲杠兩端的圓柱面為全自由度約束。在模態(tài)分析中不需要對模型進行施加載荷約束。

42、絲杠模型約束設置如圖3-3所示（約束部分用紫色標出）：圖3-3 滾珠絲杠約束設置（5）模態(tài)分析求解物體的實際振動是各階模態(tài)的疊加效果。物體理論上有無窮階模態(tài)，振動是這無窮階模態(tài)的疊加。但是實際上各階模態(tài)對系統(tǒng)振動的貢獻度不同，一般前幾階比較大，越往后越小，所以一般截取前面的模態(tài)。設定analysis type為modal分析，進行求解運算。由于模型是對稱模型，計算結果有重根，重根的模態(tài)振型是相互對稱的，運算結果中重根算作一個模態(tài)振型，其中5階模態(tài)有3個重根，不但有徑向的振動，還有軸向的振動。整理后的各階模態(tài)振型圖如下圖3-5所示：(a)一階振型 (b)二階振型(c)三階振型 (d)四階振型(e

43、)五階振型（1） (f)五階振型（2）(g)六階振型圖3-5 滾珠絲杠各階振型圖各階模態(tài)振動頻率如下表所示：表3-2 滾珠絲杠各階模態(tài)振動頻率階數(shù)123456頻率（hz）65.076178.566347.936570.79844.2511168（6）滾珠絲杠的靜力分析靜力分析時，由于受力部分為絲杠中段，如果繼續(xù)使用直桿模型則不便于施加外界載荷，故增加絲杠螺母模型，方便在絲杠中段施加外界載荷，并且也不會影響計算分析的可靠性。改進后的模型如圖3-6所示：圖3-6 絲杠改進后的模型靜力分析的步驟同上，只是在對絲杠進行邊界條件設定時，需要再對絲杠施加載荷約束。再進行計算分析便可以得到絲杠在軸向力作用下

44、整體的屈曲變形情況和應力分布情況。在測量定位精度時，機床不切削。故載荷僅為摩擦力。本例中摩擦力ff =441 n，絲杠直徑d=50mm，螺母直徑d=74mm，則施加的壓力為1.89×105 pa。得到的應力云圖如圖3-7所示：圖3-7 滾珠絲杠應力云圖得到的應變云圖如圖3-8所示：圖3-8 滾珠絲杠應變云圖從應變云圖中看到，在外界載荷的作用下應變量最大為0.508×10-6 mm。則有限元分析計算得到的絲杠剛度為868.11 n/µm，略小于理論計算時的剛度。（7）滾珠絲杠壓桿穩(wěn)定分析細長桿件受壓時，會表現(xiàn)出與強度失效不同的性質(zhì)，他們會先被壓彎，然后發(fā)生大的變形，

45、最后發(fā)生折斷。壓桿喪失直線形狀而過渡為曲線平衡，稱之為失穩(wěn)21。在直桿喪失了穩(wěn)定性后，再增大很小的外載荷都會造成直桿產(chǎn)生很大的彎曲變形，使直桿喪失支撐的能力。失穩(wěn)所造成的直桿喪失軸向支撐能力，很可能會造成零部件或者整個系統(tǒng)的破壞，造成生產(chǎn)安全等問題。所以在設計桿件部件時，必須要對細長的直桿進行壓桿穩(wěn)定的校核計算。滾珠絲杠桿長1800mm，彈性模量為200gpa，最大壓力為9441n。若規(guī)定穩(wěn)定的安全系數(shù)為大于5。則絲杠的橫截面的慣性矩為：i=×d464=×0.05464=3.07×10-7 m4 (3.1)則計算出絲杠的臨界壓力為：fcr=2×eii2=

46、2×200×109×3.07×10-71.82=1.87×105 n (3.2)得到安全系數(shù)為：n=fcrf=1.87×1059441=19.8 (3.3)遠遠大于安全系數(shù)5，滿足要求。3.2.3 工作臺的模態(tài)分析（1）模型簡化在用ansys對工作臺進行動靜態(tài)分析的過程中，同樣不能直接將原始模型拿來進行，工作臺中的t型槽和各種螺紋孔會造成分析模型過于龐大并且出現(xiàn)畸形單元。所以，同樣對工作臺進行模型簡化，將影響較小的螺紋孔，t型槽，倒角等結構去除，主要考慮工作臺下部的支承部分對模態(tài)振型的影響。工作臺簡化后的模型如圖3-9所示：圖3-9

47、工作臺簡化模型（2）定義材料屬性同樣，在工作臺的模態(tài)分析中必須定義彈性模量和密度。工作臺的材料屬性如下：表3-3 工作臺材料屬性彈性模量/gpa泊松比密度/kgm-31350.257300（3）單元的選擇和網(wǎng)格的劃分在工作臺的建模過程中依然采用solid 92實體單元進行網(wǎng)格劃分。采用智能尺寸進行網(wǎng)格分割，選取的劃分單元的精度為4劃分網(wǎng)格后的工作臺模型如圖所示：圖3-10 工作臺網(wǎng)格劃分模型（4）定義邊界條件工作臺是安置在4個導軌滑塊上的，在模態(tài)分析中，認為工作臺和滑塊連接的4個接觸面是固定不動的。故設置4個接觸為全約束，限制3個自由度。約束設置如圖所示（約束部分用紫色標出）：圖3-11 工作

48、臺約束設置（5）模態(tài)分析求解設定analysis type為modal分析，進行求解運算。(a)一階振型 (b)二階振型(c)三階振型 (d)四階振型(e)五階振型 (f)六階振型圖3-12 工作臺各階振型圖各階模態(tài)振動頻率如下表所示：表3-4 滾珠絲杠各階模態(tài)振動頻率階數(shù)123456頻率（hz）556.744647.121670.299875.723118912623.2.4 底座的模態(tài)分析（1）模型簡化在用ansys對底座進行動靜態(tài)分析的過程中，大量的螺紋孔以及各種倒角會造成分析模型過于龐大并且出現(xiàn)畸形單元。所以，同樣對底座進行模型簡化，將影響較小的螺紋孔，倒角等結構去除，主要考慮底座的支

49、承部分對模態(tài)振型的影響。簡化后的底座模型如圖3-13所示：圖3-13 底座簡化模型（2）定義材料屬性同樣，在底座的模態(tài)分析中也必須定義彈性模量和密度。底座的材料屬性如下：表3-5 底座材料屬性彈性模量/gpa泊松比密度/kgm-31350.257300（3）單元的選擇和網(wǎng)格的劃分在底座的建模過程中依然采用solid 92實體單元進行網(wǎng)格劃分。采用智能尺寸進行網(wǎng)格分割，選取的劃分單元的精度為4劃分網(wǎng)格后的底座模型如圖3-14所示：圖3-14 底座網(wǎng)格劃分模型（4）定義邊界條件底座是安置在加工中心箱體上的，在模態(tài)分析中，認為底座底面是和箱體連接固定不動的。故設置地面為全約束面，限制3個自由度。約束

50、設置如圖所示（約束部分用紫色標出）：圖3-15 底座約束設置（5）模態(tài)分析求解設定analysis type為modal分析，進行求解運算。(a)一階振型 (b)二階振型(c)三階振型 (d)四階振型(e)五階振型 (f)六階振型圖3-16 底座各階模態(tài)振型圖各階模態(tài)振動頻率如下表所示：表3-6 底座各階模態(tài)振動頻率階數(shù)123456頻率（hz）1027110211351195130013543.2.5 模態(tài)對比分析模態(tài)分析是結構動態(tài)設計及設備故障診斷的重要方法，而支撐的肋板部分又是影響各階模態(tài)頻率的重要因素。在這里以底座為例，重點對比支撐架壁厚對于部件模態(tài)頻率的影響的大小，為以后對模態(tài)頻率的改

51、進工作提供依據(jù)。（1）小壁厚模型的模態(tài)分析壁厚適當減小后的底座模型如圖3-17所示：圖3-17 小壁厚的底座模型圖在同樣依據(jù)之前的步驟進行模態(tài)分析，得到各階模態(tài)頻率如下表所示：表3-7 小壁厚底座各階模態(tài)振動頻率階數(shù)123456頻率（hz）7227398698979691107（2）大壁厚模型的模態(tài)分析適當增加壁厚后的底座模型如圖3-18所示：圖3-18 大壁厚底座模型圖在同樣依據(jù)之前的步驟進行模態(tài)分析，得到各階模態(tài)頻率如下表所示：表3-8 大壁厚底座各階模態(tài)振動頻率階數(shù)123456頻率（hz）1282.31354.21397.51429.31538.61580.9（3）總結對比數(shù)據(jù)很明顯顯示

52、，減小壁厚會降低各階頻率，不利于零部件避開激振頻率，而增大壁厚很明顯將增大各階模態(tài)頻率，有利于避開激振頻率。減少壁厚會降低固有頻率，并且會降低零部件剛度；但減少壁厚可以節(jié)省材料，節(jié)省成本，而且可以使零部件輕便。所以，在設計零部件時應在滿足剛度和固有頻率要求的前提下，綜合考慮制造工藝，適當降低壁厚。結 論1、本論文的主要工作加工中心已經(jīng)成為了近幾年來發(fā)展的熱點內(nèi)容，加工中心目前正朝著高速、高精度、高穩(wěn)定性的方向發(fā)展，對進給驅(qū)動系統(tǒng)的靜動態(tài)性能的要求也是越來越高。本次畢業(yè)設計過程中，搜集、查閱了大量的國內(nèi)外的有關進給驅(qū)動系統(tǒng)設計計算及靜動態(tài)分析的研究性文獻。在借鑒單絲杠驅(qū)動進給系統(tǒng)的設計計算分析基

53、礎上，對目前理論還不是很成熟的雙絲杠驅(qū)動直線進給系統(tǒng)進行了設計計算和一些基本部件的靜動態(tài)特性分析。主要完成了以下工作：(1)本文以雙滾動絲杠驅(qū)動直線進給進給系統(tǒng)為研究對象，對目前國內(nèi)外數(shù)控機床的進給系統(tǒng)的研究狀況進行了簡單介紹，闡述了已取得的研究成果以及仍存在的不足。(2) 利用三維造型軟件pro/e，對雙驅(qū)動進給系統(tǒng)的組成部件進行了設計及裝配。其中底座、工作臺、軸承座和螺母座為自行設計，滾珠絲杠、軸承、滑動導軌、電機、和聯(lián)軸器為根據(jù)工作情況按標準選型。(3) 基于有限元的分析方法，利用ansys軟件對進給系統(tǒng)的重要部件如工作臺、底座和滾珠絲杠進行了模態(tài)分析，并對滾珠絲杠做了靜力分析，并進行了壓桿穩(wěn)定的校核。并對支撐部分壁厚對于模態(tài)各階頻率的影響做了對比分