立式加工中心床身結構設計(全套圖紙)

摘要床身是立式加工中心非常重要的基礎支撐件，它起到了支撐立柱、滑座、工作臺等重要零部件的作用，主要承受機床的靜載荷以及在加工時產生的切削負載。床身的靜動態(tài)性能直接影響機床的加工精度和穩(wěn)定性,因此，床身結構的優(yōu)化對于立式加工中心的發(fā)展具有十分重要的意義，本課題即結合沈陽機床廠VMC850B立式加工中心的性能特點與相關參數(shù)，對立式加工中心床身結構進行了科學系統(tǒng)的設計，具體內容如下：（1）借鑒于同類型的床身結構，根據(jù)VMC850B的整機結構設計了床身上表面布局，通過查閱《實用機床設計手冊》《機械設計手冊》等參考書，科學的設計了床身的截面形狀，包括壁厚的選定以及加強肋、方孔、圓孔的合理布置。同時對床身進行了受力分析并利用ANSYS軟件對床身模型采取了靜態(tài)力有限元分析。（2）針對與床身相關的重要零部件，包括Y方向伺服進給系統(tǒng)的驅動電機、滾珠絲杠、直線導軌、軸承、聯(lián)軸器，進行了分析與計算，并最終確立了型號與參數(shù)。（3）提出了床身的精度要求，包含加工和裝配過程中的幾何精度。關鍵詞：立式加工中心；床身；結構設計；選型計算；有限元分析；精度設計AbstractThebedisaveryimportantbasisforsupportingpartsintheverticalmachiningcenter,itplaysarolethatsupportingthecolumn,theslide,theworkbenchandsomeotherimportantparts.Thebedmainlywithstandsthestaticloadofthemachinetoolandthecuttingloadintheprocessing.Thestaticanddynamicperformanceofthebeddirectlyaffectsthemachiningaccuracyandstability.Therefore,theoptimizationofthebedstructurehasgreatsignificanceforthedevelopmentoftheverticalmachiningcenters.Thesubject,whichiscombinedwiththeperformancecharacteristicsandparametersoftheverticalmachiningcenter850BoftheShenyangMachineToolFactory,havedesignedthebedstructureoftheverticalmachiningcenterscientificallyandsystematically,thedetailsareasfollows:(1)LearntfromthebedstructureofthesametypeanddesignedthelayoutofthebedtopsurfaceunderVMC850B’swholestructure,throughaccessingto<PracticalMachineDesignManual>and<MechanicalDesignManual>andotherreferencebooks,scientificallydesignedthecross-sectionalshapeofthebed,includingtheselectionofthewallthicknessaswellasthereasonablelayoutofthereinforcingrib,thesquareandcircleholes.ThesubjectalsodidthestressanalysisforthebedandusedthesoftwarecalledANSYStodothefiniteelementanalysisofthestaticforceforthemodelofthebed.(2)Fortheimportantpartsofthebed,includingtheY-directionservofeeddrivemotor,ballscrews,linearguides,bearingsandcouplings,didtheanalysisandthecalculation,andeventuallyestablishedthemodelsandtheparameters.(3)Putforwardtheaccuracyrequirementsofthebed,includingthegeometricprecisionofthemachiningandassemblyprocess.Keywords:theverticalmachining；centerthebed；structuraldesign；selectioncalculationfiniteelementanalysis；precisiondesign目錄1機床設計現(xiàn)狀 11.1課題研究的背景和意義 11.2國內外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 21.3本論文內容概要 42床身結構設計 42.1床身材料 42.2床身時效處理 42.3床身結構設計 52.3.1床身重要表面設計 52.3.2床身截面形狀設計 52.4床身熱變形 102.5床身結構確定方案 113床身零部件的計算與選型 123.1Y方向滾珠絲杠副的選擇 123.1.1初步計算絲杠導程 133.1.2滾珠絲杠副當量載荷與當量轉速計算 143.1.3計算預期額定動載荷 173.1.4估算滾珠絲杠允許最大軸向變形 183.1.5估算滾珠絲杠副的底徑 183.1.6計算滾珠絲杠副預緊力 203.1.7滾珠絲杠副剩余結構尺寸確定 203.2伺服電機的選擇 213.2.1電機的負載轉矩計算 213.2.2慣量匹配計算 223.2.3空載啟動時最大加速力矩計算： 243.2.4快速空載啟動時所需最大啟動力矩計算 243.2.5電動機連續(xù)勻速工作時的最大力矩 253.2.6電動機輸出端軸的直徑計算 253.3滾動軸承的選擇 253.3.1滾動軸承使用條件 263.3.2初選止動球軸承型號 263.3.3止推軸承組配方式 263.3.4止推軸承的選用計算 273.3.5圓柱滾子軸承的選型計算 29結論 31致謝 33參考文獻 341機床設計現(xiàn)狀隨著機械制造業(yè)的飛速發(fā)展與競爭市場需求的不斷擴大，數(shù)控機床的應用范圍持續(xù)擴張，同時，為了應對市場日新月異的變化及加工要求難度的不斷提高，數(shù)控機床產業(yè)的水平也在飛速進步，不斷向高速化、復合化、高精度化、智能化轉變。如今，為了提高自身經(jīng)濟發(fā)展水平，應對激烈的國際競爭，各工業(yè)強國均認識到制造裝備的重要性，將裝備制造業(yè)作為國家發(fā)展的關注重點之一，致力于提高裝備品質，搶占市場前沿。面對當下的產業(yè)狀況與市場模式，我國也認識到了數(shù)控機床產業(yè)的絕對地位和有力前景，在長期的發(fā)展與探索中，我國更是發(fā)現(xiàn)了國內產業(yè)中存在的問題，以及與其他發(fā)達國家的差距。因此，黨中央國務院領導層對此高度重視，并在“十二五”規(guī)劃中將振興裝備制造業(yè)作為推進工業(yè)結構優(yōu)化升級的主要內容，其中，數(shù)控機床的研究與探索成為舉足輕重的振興內容。此文即立足于數(shù)控機床領域，立足全局，就立式加工中心的現(xiàn)狀與發(fā)展做了深入的分析與研究；從一點出發(fā)，針對立式加工中心床身的結構及其相關的零部件進行了科學的、詳細的設計與優(yōu)化。1.1課題研究的背景和意義為了深入了解我國數(shù)控機床產業(yè)現(xiàn)狀，學習先進的數(shù)控機床設計方法和生產技術，本次課題研究特進入國內產業(yè)銷量多年屈居首位的沈陽機床廠，針對VMC850B這一型號的立式加工中心，在其設計、加工與裝配現(xiàn)場開展實地學習與研究。并結合該型號的具體加工需求與機能，參考其床身的結構設計，對立式加工中心的床身進行了結構設計的優(yōu)化，同時對與其相關的重要零部件，如電機、滾珠絲杠、導軌等，進行了系統(tǒng)的學習，并結合實際情況，完成了選型的計算與分析。立式加工中心在具有普通數(shù)控機床的加工精度高、加工柔性好、生產效率高等優(yōu)點的同時，相較于傳統(tǒng)的數(shù)控機床，其還具備許多特色與優(yōu)勢，在原有的基礎上，結合市場需求進行了發(fā)展與優(yōu)化，首先其切削速度與進給速度均得到大幅提高，其次，其可在一次裝夾中連續(xù)完成銑、鉆、擴、鉸、鏜、攻絲及二維三維曲面、斜面的精確加工，且切削厚度基本保持不變，實現(xiàn)了加工的程序化，提高了加工的生產效率，更具經(jīng)濟效益。最后，其加工的柔性也得到了提高，可加工多品種小批量、結構復雜、工序多、精度要求高的零件，由于切削速度的提高，其切削力可相應得到降低，尤其是徑向切削力，因此立式加工中心還特別有利于加工薄壁件等剛性差的零件。沈陽機床廠的VMC850B立式加工中心是在結合國外先進的設計理念的基礎上，進行了自主研發(fā)創(chuàng)新的一款數(shù)控機床，其結構設計更為合理，機床的剛性、精度保持性和可靠性都得到了不同程度的提高，市場需求量日益擴大。然而，實際生產加工的過程中，立式加工中心仍存在著許多的問題與不足有待解決與改善，比如在高速切削速度下，容易引起機床的振動、噪聲以及熱變形等典型問題。因此，合理優(yōu)化機械結構，加強整體配置，提高數(shù)控精度，改善立式加工性能是一項具有發(fā)展前景和重要意義的工作。本課題即立足于這一觀點，以立式加工中心的床身結構為重點，通過優(yōu)化其結構設計，綜合提高床身的剛度、精度、穩(wěn)定性、可靠性等。由于床身是立式加工中心非常重要的基礎支撐件，直接影響著機床整機的性能，因此，其對于立式加工中心的發(fā)展具有十分重要的意義。1.2國內外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢總體來說，經(jīng)歷了幾十年的學習發(fā)展與探索創(chuàng)新，我國的數(shù)控機床產業(yè)已經(jīng)逐步向美、德、日等處于發(fā)展前沿的發(fā)達國家靠近，相對成熟的、面向市場的數(shù)控機床已達到1500種，在五軸聯(lián)動數(shù)控機床、立式臥式加工中心、數(shù)控車床等制造裝備技術領域甚至已達到了世界先進水平，改變了長期被國際對手實行產業(yè)壟斷的不利局面。如今，國內生產立式加工中心的企業(yè)逐漸增加，其中以沈陽機床集團、大連機床集團、濟南機床廠、南京機床廠為首，日益帶動了許多中小企業(yè)的建立與發(fā)展，活躍了國內機械裝備制造產業(yè)，同時，這些企業(yè)也逐步從單純復制進口數(shù)控機床的結構、購買進口的數(shù)控系統(tǒng)發(fā)展為擁有自主知識產權、優(yōu)化裝備結構、創(chuàng)新生產技術的較為成熟的階段。其中，五軸聯(lián)動數(shù)控機床即具有我國數(shù)控機床技術的里程碑式的意義，它集計算機控制、高性能伺服驅動系統(tǒng)和精密加工技術與一身，應用于復雜曲面的高效、精密、自動化加工，是發(fā)電、船舶、航天航空、模具、高精密儀器等民用工業(yè)和軍工部門迫切需要的關鍵加工設備?？v向比較，雖然我國近30年來確實取得了飛躍式的發(fā)展與提高，但橫向比較于世界工業(yè)發(fā)達國家，我們所生產的數(shù)控機床的各項性能仍處于世界相對落后的地位，尤其是數(shù)控系統(tǒng)的控制可靠性方面，如今，我國90%的數(shù)控系統(tǒng)仍需進口，還有很大的進步空間，急需早日建立我國自主的數(shù)控產業(yè)。在沈陽機床廠實際考察期間即體現(xiàn)出我國在數(shù)控機床產業(yè)中所面臨的核心技術缺乏問題，國內所生產的數(shù)控機床關鍵零部件和關鍵技術主要依賴進口，比如，在進行床身結構及其零部件的學習過程中發(fā)現(xiàn)，其導軌、滾珠絲杠、電機、軸承等重要的功能部件均來自進口。國產的功能部件存在很大的故障率，精度、壽命、可靠性方面與進口的功能部件存在明顯差距，這嚴重滯留了數(shù)控機床的發(fā)展進程。另外，我國雖然認識到了在這一領域自主創(chuàng)新的重要性，然而，其自主創(chuàng)新的能力以及對于創(chuàng)新成果的市場轉化機制仍然十分欠缺與落后。創(chuàng)新是一項需要長足發(fā)展和長效機制的問題，其決定與技術人員和企業(yè)的素質，我國不可盲目追隨發(fā)達國家，而是要結合自身國情與市場需求，在穩(wěn)中求發(fā)展，重在提高創(chuàng)新能力，而非一味求效益，沒有長遠的發(fā)展策略。另外，我國還面臨著技術創(chuàng)新和成果轉化與市場脫節(jié)的問題，往往在取得了一項創(chuàng)新成果之后，沒有完善的市場安排和健全的成果轉化體系，也缺乏相應的規(guī)范和標準，使得制造工藝的發(fā)展舉步維艱。最后，我國還數(shù)控機床產業(yè)還嚴重缺乏質量保證體系、質量反饋體系和服務體系，企業(yè)與用戶欠缺溝通與交流，沒有對于產品的追蹤調查，這也對于產品的優(yōu)化與改善造成了消極的影響。相較于我國，國外的立式加工中心則處于領先的地位，仍然占據(jù)了相當大的市場，其數(shù)控機床具備高精度、高速度和高可靠度，技術成熟且生產廠家眾多，其中比較著名的有德國DMG集團、日本Mazak公司、德國ChironWrke公司、日本通快公司、美國哈斯、美國MAG公司等。對于數(shù)控機床關鍵零部件和關鍵技術，處于世界領先地位的廠家分別為：日本FANUC、德國西門子，還有日本的三菱，其余還有法國的扭姆和西班牙的凡高。面對國際市場的發(fā)展與挑戰(zhàn)，我國立式加工中心產業(yè)具有如下的發(fā)展趨勢：1、智能、高速、高精度化：未來的立式加工中心，將致力于提高生產效率，向超高速、超精密的方向發(fā)展，采用更加先進的功能部件，使主軸轉速達到15000r/min以上；當前立式加工中心的最高精度可達到亞微米級水平，未來所設定的目標為達到納米級水平。同時，研發(fā)功能性更為強大的計算機軟件系統(tǒng)，從而更有利于數(shù)控機床結構的簡化，提高其智能化程度。2、一體化與復合化數(shù)控機床逐步向一體化發(fā)展，將加工與檢測相結合，從而提高加工與檢測的精度；將多軸加工一體化結合，從而滿足產品對于外觀曲線的更高要求。另外，由于立式加工中心已能實現(xiàn)工件一次裝夾而實現(xiàn)多種工序的負荷加工，而為了更大限度的縮短生產周期，滿足于對制造速度的要求，數(shù)控機床也將向高度復合化發(fā)展。3、設計、加工綠色化環(huán)保問題現(xiàn)已成為全球化的不可忽視的問題，數(shù)控機床產業(yè)作為裝備制造業(yè)的核心，必須符合環(huán)保需求，因此應該遵循綠色設計的原則，采用綠色環(huán)保材料，進行節(jié)能性的、可回收性的設計，使得資源利用率最高、對環(huán)境負面影響最小。1.3本論文內容概要本文主要結合沈陽機床廠立式加工中心VMC850B的設計、加工與裝配的經(jīng)驗，對立式加工機床床身的結構進行優(yōu)化設計，同時也對床身相關功能部件進行了選型的計算與分析，設計過程中除了查取了大量文獻資料作為理論支撐，還利用ANSYS軟件進行了實際的建模及有限元分析，其具體內容如下：第一章緒論說明了本次課題研究的背景與意義，同時介紹了當下的數(shù)控機床產業(yè)國內外研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢第二章床身的結構設計對床身的結構進行了分析計算與優(yōu)化設計，主要包含床身材料的選擇，床身的時效處理，床身重要表面的設計，床身截面，即壁厚、肋板、方孔與圓孔的選擇，以及床身熱變形的分析與預防，最紅進行了結構方案的確定，并利用ANSYS軟件對床身結構進行了有限元分析，驗證了設計的合理性。第三章床身功能部件的計算與選型對與床身相關的各功能部件進行了選型所需的分析與計算，包含Y方向伺服進給系統(tǒng)的驅動電機、滾珠絲杠、聯(lián)軸器與軸承，還有滾動直線導軌，最終確定了各功能部件的參數(shù)與型號。2床身結構設計在切削時，刀具與工件之間相互作用力沿著部分支撐件傳遞并使之變形；機床的動態(tài)力（如變動的切削力、往復運動件的慣性、旋轉件的不平等）使支撐件和整機振動；支撐件的熱變形將可能改變執(zhí)行件的相對位置或運動軌跡，這些均將影響工件的加工精度和表面質量。故支撐件對于數(shù)控機床而言至關重要，床身作為數(shù)控機床中最為基礎的支撐件，它起到了支撐立柱、滑座、工作臺等重要零部件的作用，主要承受機床的靜載荷以及在加工時產生的切削負載。床身的靜動態(tài)性能直接影響機床的加工精度和穩(wěn)定性,其結構及布局是否合理將直接影響機床的加工質量和生產率。故對床身的基本要求如下：（1）具有足夠的剛度和較高的剛度質量比（2）具有較好的動態(tài)特性（3）使整機熱變形較?。?）可順利排屑、安全吊運，且有利于加工與裝配。2.1床身材料立式加工中心床身結構復雜，一般采用鑄造?；诣T鐵材料流動性好，體收縮和線收縮小，易于鑄造，獲得形狀復雜的鑄件。其可加工性好、制造成本低，易于大量生產，并具有良好的耐磨性和減振性，鑄鐵的內摩擦大，阻尼作用強，故動態(tài)剛性好，是傳統(tǒng)的床身結構材料。本設計中床身材料采用HT250，其屬于較高強度的鑄鐵，耐磨性、耐熱性均較好，鑄造性能好，需進行人工時效處理，用于承受較大應力（彎曲應力<29.4MPa）,摩擦面間壓強大于0.49MPa，或需表面淬火的鑄件，以及要求保持氣密性的鑄件，如氣缸、齒輪、機座、金屬切削機床床身及床面。2.2床身時效處理床身結構在加工完成后需進行時效處理，其目的是在不降低鑄鐵力學性能的前提下，使鑄鐵的內應力和機加工切削應力得到消除或穩(wěn)定，以減少長期使用中的變形，保證幾何精度。為了降低生產周期，提高效率，節(jié)省能源，本設計中采用機械振動法進行時效處理。2.3床身結構設計床身主要承受主軸箱、立柱、滑座、工作臺的重力，同時，由于主軸箱與刀庫固定在立柱不同的側面上，因此床身承受不同方向的彎矩與扭矩，以及由主軸軸線折算到床身上的切削載荷。因此，為提高床身結構的剛度，需要考慮彎曲剛度與扭轉剛度的影響。2.3.1床身重要表面設計如前文所述，床身是機床組成部件中重要的支撐構件，其上需要連接立柱、滑座和Y方向的進給機構。為保證各部件有效發(fā)揮其工作機能，互不干涉，有效配合，以滿足機床工作要求，需要對床身表面進行優(yōu)化設計，參照現(xiàn)有的立式加工中心床身上表面設計，結合本次床身結構設計要求，2.3.2床身截面形狀設計在彎、扭載荷作用下，床身的變形與截面的慣性矩和極慣性矩有關。材料和截面積相同而形狀不同時，截面慣性矩相差很大。（1）截面積相同時空心截面的剛度大于實心截面，僅此床身采用空心截面。同時，加大外輪廓尺寸，在工藝允許的條件下盡可能減小壁厚，也可大大提高截面的抗彎和抗扭剛度。（2）方形截面的抗彎剛度高于圓形截面，方形截面的抗扭剛度則較低。由于床身既承受彎矩也承受扭矩，且以彎矩為主，則應采用方形或矩形截面。（3）應盡量將截面設計為封閉式結構，因為開放式的截面，其抗扭剛度相較于封閉式的下降很多，因此，在本設計中，將床身的截面設計為封閉的箱體。結合立式加工中心850B型號的具體情況，為保證床身具有良好的靜剛度和動態(tài)特性，滿足床身性能要求，還需對床身截面結構進行更為細致的分析與設計。2.3.3壁厚的確定:依據(jù)不同的鑄造方法，鑄件所允許的最小壁厚也不同。最小壁厚的確定與鑄件表面積、鑄造方法及鑄造材料有關，在《機械加工工藝手冊》中節(jié)選各種鑄造方法的鑄件最小壁厚依據(jù)上文初步確定的床身結構，查表即可知，鑄件最小壁厚應為7mm。鑄件的壁厚取決去其強度、剛度、材料、鑄件尺寸、質量和工藝等因素。如上所述，床身為鑄鐵材料，采用砂型鑄造工藝，其壁厚可利用當量尺寸N按表查詢。左面表格為在《機械設計手冊-單行本-機架、箱體及導軌》中節(jié)選“表9.1-29鑄鐵機架的壁厚”所得，其中推薦的是鑄件最薄部分的壁厚，支撐面、凸臺等應根據(jù)強度、剛度及結構上的需要適當加厚，且壁厚應盡量均勻。已知本設計中床身的尺寸參數(shù)為：L=1905mm,B=1660mm,H=433mm故≈2查表可知，外壁厚最小取16mm,內壁厚最小取12mm。本設計中取外壁厚為20mm。2.3.4加強肋的設計床身作為立式加工中心的支撐部件，其上承載著立柱、滑座、工作臺等重要部件的重力，同時在加工工件的過程中，還需要承受切削載荷，由于主軸系統(tǒng)和盤式刀庫的作用，床身上還作用著不同方向的彎矩與扭矩，使其在導軌Y、Z方向產生變形，從而影響加工精度。因此，需要設置合理的加強肋結構，提高床身結構剛性。加強肋的作用如下：（1）可以提高床身的強度、剛度，減輕床身的質量。（2）可以減少床身截面的畸變，在大面積的薄壁上布肋可以減少局部變形，并防止床身變形，降低噪音。（3）肋可使床身鑄件壁厚均勻，防止金屬堆積而產生縮孔、裂紋等缺陷；作為補縮通道，擴大冒口的補縮范圍；改善鑄型的充滿性，防止出現(xiàn)夾沙等缺陷。（4）散熱，切削過程中，Y軸絲杠電動機、液壓系統(tǒng)和機械摩擦都會產生熱量，加強肋的設置有助于幫助散熱，降低床身熱變形。加肋后可以把載荷傳遞到下壁，并把上壁的彎曲變形轉化為肋板的壓縮和拉伸變形，因而有效的減少了上壁的彎曲變形。加強肋的布置實際上就是橫向肋、縱向肋和對角肋的組合?？v向肋主要是提高抗彎剛度，橫向肋主要是提高抗扭剛度，而對角肋兼具提高抗彎剛度和抗扭剛度的作用。（1）相對于高度方向的尺寸而言，床身上表面的尺寸很大，因此，為了保證床身的整體剛度，需要重點加強床身上表面的支撐肋板的靜剛度和動剛度。（2）由于VMC850B立式加工中床身的上表面采用傾斜結構，目的是為了方便排屑，而造成導軌所在的位置使其成為懸空的結構，作為主要的受力面，需要通過設置加強肋以保證其剛度。（3）由于床身采用鑄件，在鑄造工藝中需要設置許多拔摸孔等開放式結構，故床身結構設計中還需考慮其不封閉性。（4）局部增設加強肋，以提高支撐件的支撐剛度。由于床身上表面相對于箱體面較大，使得大于箱體面的凸緣部分局部剛度較差，為提高床身支撐剛度，在凸緣處設置了加強肋。具體箱體加強肋的布置方式如圖2.1圖2.2所示：圖2.1床身截面結構圖2.2床身箱體剖視圖2.3.5板壁孔的設計出于床身自身結構與加工工藝的要求，為減輕床身的質量，節(jié)省材料，同時滿足鑄造工藝與結構性能，床身的壁板和加強肋上需要設置孔結構。這些孔的形狀、大小和位置對床身的剛度均有一定影響，在受載壁板中，孔的邊緣會出現(xiàn)一個高應力區(qū)，特別是在轉矩作用下，對剛度的影響更為明顯。在鑄造工藝上，為了制造方便，對于鑄件的最小孔徑進行了限定。由于本設計采用的是砂型鑄造、成批生產，故孔徑要大于30mm。與此同時，隨著孔徑的增大，剛度持續(xù)下降，當d/h＞0.4時，剛度削弱尤其顯著，盡量使其值小于0.2。如下圖所示，且應盡量使孔布置在板壁的中線上，同樣有利于提高床身剛度。為使身箱體開孔對床身剛度影響盡量降低，應使箱體開孔的面積小于板壁面積的10%。當孔面積大于10%時，隨著孔面積加大，剛度急劇下降。因此，設計床身板壁開孔方式如下圖所示，兩側壁上開5個直徑為80mm的圓孔，前后壁上分別開5個方孔，且厚壁的方孔均小于前壁，因此保證前壁的設計滿足要求即可。圖2.3床身板壁開孔示意圖首先驗證d/h值：側壁：d=80mm,h=352mm，d/h=80mm/352mm=0.23前壁：d=105mm,h=352mm,d/h=105mm/352mm=0.3驗證孔面積：側壁：，故小于10%，滿足要求。前壁：故小于10%，滿足要求。2.3.6床身連接結構設計床身與立柱、電機座、軸承座，包括床身與地基的固定連接，主要是用凸緣和螺釘連接。連接結構的主要形式有：爪座式、翻邊式和壁龕式。床身連接處的剛度對于機床整體的工作性能具有重要影響，故為保證機床機能，必須保證連接處的剛度，影響連接剛度的因素如下：(1)預壓力的大小。(2)參與力傳遞的接觸面的大小。傳力接觸面越大，接觸變形就越小，接觸剛度就越高。(3)床身自身剛度的大小，在集中載荷的作用下，床身的自身剛度與局部剛度較高時，接觸壓強的分布就比較均勻，反之，若床身剛度不足，接觸壓強的分布不均勻，接觸變形也將不均，使接觸剛度降低。故為保證床身連接剛度，對于床身連接結構進行如下設計：（1）使螺栓位置盡量靠近壁板。因為螺栓中心線與板壁的偏心距e使凸緣產生向上彎曲的變形，螺栓越靠近壁板，彎曲變形就越小。因此為了提高接觸處的剛度，床身與電機座、床身與立柱連接固定處的螺栓位置均根據(jù)這一原則，盡量靠近了立柱與電機座的壁板，并依此確定了螺栓孔在床身重要接觸面上的位置。（2）合理提高接觸表面的平面度公差等級，改善其表面粗糙度。床身上的重要表面包括床身與立柱接合面，床身與電機座、軸承座接合面，導軌面，這些接觸表面的平面度均要求達到0.01mm，表面粗糙度要求小于等于1.6μm。同時這些表面需要在裝配過程中進行配磨與刮研，提高其幾何精度與接觸精度，使表面更加平整。（3）螺栓均對稱、均布排列，從而提高其接觸剛度。圖2.4床身與立柱連接結構2.5床身與地基連接結構本設計中，床身與立柱，床身與地基的連接與固定的結構形式均采用壁龕式，如上圖所示，采用壁龕式的原因為，其局部剛度比爪座式大2.5～3倍，比翻邊式大1.5倍以上。適用于床身這種載荷較大的支撐件與地基、立柱的連接，并且壁龕連接還有效的節(jié)省了占地的面積。試驗表明，螺釘?shù)念A緊力使接觸平面具有2MPa的平均預壓壓強時，通常接合面的剛度可較好的得以保證。鑄鐵的接觸變形可用如下經(jīng)驗公式進行計算：f=cp式中：f–接觸變形（μm）p–接合面之間的平均壓強（MPa）c–接合面表面粗糙度因素值在《實用機床設計手冊》中查“表10-9接合面表面粗糙度因素值c”可得精刮工藝下，c值為0.47～0.61，取0.5故：f=cp=0.5×2=1μm可知，接觸變形很小，滿足床身接觸精度要求。2.4床身熱變形機床在切削過程中會產生大量的熱，這些熱量分別來自電動機、液壓系統(tǒng)和機械摩擦。熱量傳導給床身即引起床身溫度變化，改變了床身與機床其他執(zhí)行機構的相對位置，從而降低了機床的加工精度。對于本床身來說，床身上的導軌在工作臺與滑座高速運動的摩擦下，上表面的溫度將高于下表面，引起導軌中凸，同時熱量傳遞給床身導軌面，引起導軌面熱變形，使得床身與導軌接觸面接觸剛度下降，影響導軌平行度、直線度，進而影響機床傳動精度和加工精度。床身上連接的控制Y方向進給的滾珠絲杠系統(tǒng)，若吸收熱量產生熱變形，由于其兩端受到軸承固定的限制，不能自由膨脹變形，則產生了熱應力，使?jié)L珠絲杠彎曲變形，或使軸承內產生軸向附加載荷，這個載荷又將是軸承進一步發(fā)熱，從而嚴重損壞了滾珠絲杠與軸承。由此可見，必須采取有效措施減少床身的熱變形，主要從如下幾個方面入手：（1）床身設置傾斜表面，可以有效進行排屑、排油，達到隔離熱源的目的。由于切屑、潤滑油、液壓油和切削液都是主要的熱源，如果滯留在床身中將使床身產生較大的溫升和變形。因此利用此設計將這些熱源排出床身以外，單獨設立排屑裝置、油箱，或是在熱源外設置隔離罩，以減少熱傳導。（2）將床身結構設計為熱對稱結構。主要發(fā)熱部件，如導軌、電動機均是處在床身對稱位置，床身自身的結構也設計為左右對稱的結構，這樣熱變形后可盡量不改變零部件的相對位置，從而減少熱變形對工作精度的影響。2.5床身結構確定方案2.6床身最終結構圖上圖所示即為床身最終確定的結構方案，其融合了前文對床身重要表面、床身截面、床身連接結構和熱變形的所有分析與設計，參考了同類型的機床，結合了所設計機床型號VMC850B的結構與尺寸要求，最終確立結構如上圖，此結構滿足對于機床床身的基本要求。3床身零部件的計算與選型立式加工中心伺服進給系統(tǒng)是直接控制機械位移，實現(xiàn)機床的進給運動和輔助運動的自動控制系統(tǒng)。它通常由伺服驅動單元、伺服電動機、機械傳動裝置、執(zhí)行元件和位置檢測反饋單元組成。從位置控制的角度看，伺服系統(tǒng)有開環(huán)、閉環(huán)和半閉環(huán)之分。數(shù)控機床對伺服進給系統(tǒng)的設計基本要求如下：（1）穩(wěn)定性。在系統(tǒng)的啟動狀態(tài)或在外界干擾作用下，經(jīng)過鍛短暫的調整過程后，應可以迅速地穩(wěn)定在新的或原有平衡狀態(tài)下。（2）精度高。實現(xiàn)準確的位置檢測。（3）快速響應。系統(tǒng)的響應時間要盡量短，傳動裝置的加速能力要強。VMC850B立式加工中心進給伺服系統(tǒng)采用半閉環(huán)方式，反饋信號是由安裝在伺服電機上的脈沖編碼器反饋到位置偏差檢測器。脈沖編碼器與電機同軸，電機與絲杠直接相連，其特點是結構簡單，產生誤差的環(huán)節(jié)少，轉動慣量減少，使伺服特性有較大改善。3.1Y方向滾珠絲杠副的選擇由于本機床Y方向的伺服進給系統(tǒng)導程為L=560mm,小于2m,根據(jù)上表查得，采用絲杠螺母傳動（絲杠旋轉、螺母轉動）作為執(zhí)行機構。其次，在絲杠螺母傳動機構中，由于滾珠絲杠滑動相對于滑動絲杠傳動更適合應用于精密、高效的立式加工中心，故本設計采用滾珠絲杠副，其具體優(yōu)勢如下：（1）傳動效率高，可達滑動熱杠傳動的2～4倍。（2）運動平穩(wěn)，摩擦力小，靈敏度高，低速無爬行。（3）可預緊、消除絲杠副間隙，提高軸向接觸剛度。（4）定位精度、重復精度高。（5）使用壽命長，是普通滑動絲杠的4～10倍甚至更高。（6）使用可靠，潤滑簡單，維修方便。（7）不自鎖，可逆向轉動，將旋轉運動轉化為直線運動。在確定滾珠絲杠副的主要尺寸參數(shù)時，需要根據(jù)機床的使用要求全面考慮。絲杠副的公稱直徑、基本導程、預緊力、負載滾珠的有效圈數(shù)與絲杠的壽命、位移精度、剛度、驅動力矩等有密切關系。在計算滾珠絲杠副尺寸之前，必須先確定Y方向滾珠絲杠副的工作條件，針對VMC850B這一立式加工中心型號，其具體的技術參數(shù)如（1）工作載荷：工作臺重量：2322.6N滑座重量：4029.8NX方向進給系統(tǒng)重量：276.4N導軌重量：237.2N工作臺允許最大載荷：600kg=5880N（2）Y方向快速進給速度：32m/min（3）Y方向工作行程：560mm（4）定位精度：±0.005/300mm（5）重復定位精度：±0.003mm由于立式加工中心VMC850B具有精確位移要求的定位，故需要選擇P類滾珠絲杠副。VMC850B的具體切削狀況其加速力的求解如下：已知，加速時間t=0.1s,=32m/min≈533則：加速度a===5.33加速力==（237+411.2+28.2+24.2+600）×5.33≈6932N加速力的進給速度為==16m/min3.1.1初步計算絲杠導程≥/式中：-絲杠導程。（mm）-絲杠副Y方向快速進給速度。(m/min)-傳動比。由于Y方向進給伺服系統(tǒng)電動機與滾珠絲杠直接連接，故=1。-Y方向進給伺服系統(tǒng)驅動電機最大轉速。(r/min)已知：32m/minY方向驅動電機為FANUCβis22/2000型號，其最大轉速為2000r/min。故≥/32/2000=16mm絲杠導程應不小于16mm,根據(jù)GB/T17587.2-1998，確定絲杠導程為16mm。3.1.2滾珠絲杠副當量載荷與當量轉速計算由于立式加工中心在工作過程中載荷是隨時間變化的，而且不同載荷情況下，其對應的轉速也不同。為了方便分析與計算，求解滾珠絲杠副的載荷與轉速當量值如下：式中：、、…-軸向變載荷（N）、、…-對應、、…的轉速（r/min）、、…-對應、、…的時間（h）為求解與的值，需要先求解軸向變載荷、、…與對應轉速、、…的數(shù)值。具體計算過程如下。首先，滾珠絲杠副軸向變載荷是指在立式加工中心工作時，實際作用在滾珠絲杠上的軸向作用力，其數(shù)值可用下面進給作用力的實驗公式計算：對于線性滾動導軌機床：式中：-Y方向的最大切削分力。（N）-導軌摩擦阻力。（N）式中：-工作臺的重量。(N)-滑座的重量。(N)-X方向伺服進給系統(tǒng)的重量（包括電動機、滾珠絲杠副、軸承座、軸承）。(N)-導軌的重量。(N)-工作臺允許最大載荷。(N)-Z方向上的切削分力。（N）-摩擦系數(shù)，對于線性滾動導軌來說，=0.004由上述公式可知，為了便于分析，實際計算中需要將切削力合力分解，即將切削力分為切削力（切向切削力）、背向力（軸向切削力）、進給力（徑向切削力）其中，切向切削力是沿銑刀主運動方向的分力，它消耗伺服進給系統(tǒng)驅動電動機功率最多，其值最大，根據(jù)經(jīng)驗公式：=（0.15～0.7）=（0.1～0.6）由于=（0.54～0.97）=（0.15～0.38）=（0.10～0.32）為了保證所選擇滾珠絲杠副在本立式加工中心各種工況下均能安全、有效的工作，故選擇針對切削力最大的情況進行分析計算。由于前文所述，切向切削力對于進給伺服系統(tǒng)影響最大，故只需考慮其作用在Y方向伺服進給系統(tǒng)的絲杠軸向時的情況，并取最大值=0.97。由上述公式可知，軸向切削力也是影響較為重要的力，故盡量令取最大值，故：≈0.2431,最終確定取=0.24。至此，即可確定立式加工中心VMC850B在不同切削狀況下相對于Y方向滾珠絲杠副的軸向切削力和垂向切削力。具體數(shù)值見下表。已知各切削狀況下軸向切削力與垂向切削力，即可求得各切削狀況下的軸向變載荷，具體計算過程如下：其中=2322.6+4029.8+276.4+237.2=12746N故=3880+0.004×(12746+960)=3934.82N=2910+0.004×(12746+720)=2963.86N=1940+0.004×(12746+480)=1992.90N=0.004×12746=50.98N=6932+0.004×12746=6982.98N為求解當量載荷與當量轉速，還需先求解各切削狀況下的轉速值、、…因為已知=16mm,=1,見表3-1.3，故解得轉速值如右表所示：至此，即可求得當量轉速：=625×10%+1562.5×40%+125×%+2000×20%+1000×1%=1133.75r/min當量載荷為：=2758.86N3.1.3計算預期額定動載荷式中：-精度系數(shù),要求本滾珠絲杠副精度等級達到0級，則查閱《實用機床設計手冊》表“3.7-52精度系數(shù)”可知，取值1.0。-可靠性系數(shù),預期可靠性達到95%，-載荷性系數(shù)，表中可查得取值為1.3-當量載荷(N)-當量轉速(r/min)-預期工作壽命由立式加工中VMC850為數(shù)控精密機床，故選取=15000h。將所選參數(shù)帶入公式：58237N為給滾珠絲杠螺母預緊，在滾珠絲杠上作用有預加載荷，其值為2000N，則還需計算：式中：-預加載荷系數(shù)，取中預載=4.5-最大軸向載荷，在前文表3-1.4中比較可得最大軸向載荷為加速力，故=6932N故求得：4.5×6932=31194N比較與的數(shù)值大小，選取其中較大的預算值最為滾珠絲杠副的預期額定動載荷，即為=58237N。3.1.4估算滾珠絲杠允許最大軸向變形（1/3～1/4）重復定位精度（1/4～1/5）定位精度其中，重復定位精度為±0.003mm，定位精度為±0.005mm,故求得：（1/3～1/4）×0.003=0.00075～0.001mm（1/4～1/5）×0.005×560/300=0.0019～0.0023mm取與中的較小值為值，則，=0.00075mm=0.75μm。3.1.5估算滾珠絲杠副的底徑滾珠絲杠副的底徑計算公式如下：式中：-支撐方式系數(shù)，一段固定另一端自由或者移動時為0.078，兩端固定時或鉸支時取0.039-導軌靜摩擦力（N）-滾珠絲杠兩軸承支點間的距離，常取1.1倍行程+（10～14）（mm）由公式可知，若要計算滾珠絲杠的底徑，需要先對滾珠絲杠兩端支撐方式進行分析與選擇。正確地選擇進給系統(tǒng)支撐方式對于提高支撐的軸向剛度，滿足高精度、高剛度進給系統(tǒng)的需要具有十分重要的意義。滾珠絲杠支撐結構類型可以分為三類，分別為一端固定一端自由、一端固定一端支撐與兩端固定，其具體的特點與應用敘述如下：（1）一端固定一端自由：1、結構簡單；2、絲杠的軸向剛度比“兩端固定”低；3、絲杠的壓桿穩(wěn)定性和臨界轉速都較低；4、設計時盡量使絲杠受拉伸；5、適用于較短和豎直的絲杠。（2）一端固定一端支撐：1、需保持螺母與兩端支撐同軸，故結構較復雜，工藝較困難；2、絲杠的軸向剛度和“一端固定一端自由”相同；3、壓桿穩(wěn)定性和臨界轉速比同長度的“一端固定一端自由”高；4、絲杠有熱膨脹的余地；5、適用于較長的臥式安裝絲杠。（3）兩端固定：1、需保持螺母與兩端支撐同軸，故結構較復雜，工藝較困難；2、只要軸承無間隙，絲杠的軸向剛度為“一端固定”的4倍；3、絲杠一端不會受壓，無壓桿穩(wěn)定問題，固有頻率比“一端固定”要高；4、可以預拉伸，預拉伸后可減少絲杠自重的下垂和熱補償膨脹，但需一套預拉伸機構，結構及工藝都比較復雜；5、要進行預拉伸的絲杠，其目標行程略小于公稱行程，減少量等于拉伸量；6、適用于對剛度和位移精度要求高的場合。三種支撐方式結構特點如下表所示：結合立式加工中心VMC850B的Y方向伺服進給系統(tǒng)的特點和要求，考慮其臥式安裝方式，同時需要降低熱膨脹變形的影響，還要綜合考慮其裝配工藝性與經(jīng)濟性原則，本設計中選用“一端固定一端支撐”即可滿足要求。故=0.078。另外，=0.004×12746=50.98N=1.1×560+(10～14)×16=776～840mm，取=840mm則18.63mm故所選取的絲杠底徑要大于等于18.63mm。3.1.6計算滾珠絲杠副預緊力通過前文分析計算，已知最大軸向工作載荷=6982.98N,則滾珠絲杠副預緊力可求：=6982.98/3=2327.66N3.1.7滾珠絲杠副剩余結構尺寸確定螺紋長度的確定：式中：-螺紋長度（mm）-有效行程+螺母長度(mm)-余程（mm）取90mm則：=560+108=668mm=668+2×90=848mm絲杠全長：+連接長度+兩端軸承長度+起始距離結合立式加工中心VMC850B床身的尺寸、結構特點，確定絲杠全長1306mm1-8行程補償值C的計算：式中：-溫度變化值，2-3℃-滾動絲杠副有效行程（mm）其中，=行程+（8～14）=560+（8～14）×16=688～784mm,取=720mm,=2℃則：=11.8×2×720×=16.99μm結合上述計算與床身結構尺寸要求，初步選擇滾珠絲杠直徑為，則查閱樣本可知絲杠底徑為3.2伺服電機的選擇3.2.1電機的負載轉矩計算負載轉矩是由于驅動系統(tǒng)的摩擦力和切削力所引起的，具體結合Y方向伺服進給系統(tǒng)的情況，其主要承受摩擦力矩、滾珠絲杠副預加載荷引起的預緊力矩、切削負載力矩和加速力矩。將其折算到電動機軸上的具體計算公式如下：摩擦力矩（Nm）:預緊力矩（Nm）:切削力矩（Nm）:加速力矩（Nm）:式中：-導軌摩擦力（N）-滾珠絲杠副導程（mm）-傳動鏈總效率，=0.70～0.85-滾珠絲杠預緊力（N）-滾珠絲杠未預緊時的效率，一般0.90-進給方向的最大切削力（N）-折算到電機軸上的總慣量（）-電機轉速（r/min）-系統(tǒng)時間常數(shù)(s)則：==0.162Nm==1.408Nm==12.357Nm為求解折算到電動機軸上的加速力矩，需要先求解折算到電機軸上總慣量的數(shù)值，與此同時，欲選擇合適的電動機，必須滿足慣量匹配的問題。因此，在電動機的選型計算中，需要進行慣量匹配問題的分析與負載慣量的計算。3.2.2慣量匹配計算Y方向伺服進給系統(tǒng)需要具備快速的響應能力，即其滾珠絲杠的角加速度應足夠大以滿足系統(tǒng)對于反應靈敏度的需求，因此所選驅動電動機的加速能力要足夠大，響應速度要足夠快，但在追求高性能的同時又要結合實際的需求，不可盲目求好，增加成本。同時，還需要滿足系統(tǒng)對于穩(wěn)定性的要求，如果負載、電動機慣量不匹配，如負載慣量與電動機慣量比值過大，對于伺服參數(shù)的調整將趨于邊緣化，很難進行調整，振動抑制能力也越差，所以降低了控制穩(wěn)定性，同時也會出現(xiàn)電機慣量和負載慣量之間動量傳遞時發(fā)生較大沖擊的情況。因此必須是電動機慣量與進給負載慣量合理地進行匹配。負載轉動慣量的計算式中：-各旋轉件的轉動慣量（）-各旋轉件的轉速（）-電動機的轉速（）-各直線運動件的質量（kg）-各直線運動件的速度（m/min）其中，Y方向伺服進給驅動系統(tǒng)中所包含的旋轉件有X、Y方向伺服進給系統(tǒng)的滾珠絲杠，由于滾珠絲杠屬于圓柱體，則按如下公式進行計算：式中：-絲杠材料密度（）-絲杠全長（m）-絲杠外徑（m）已知，X方向伺服進給系統(tǒng)滾珠絲杠外徑40mm，1395mm，=7.85，則帶入公式3-2.6，求得:==2.75已求，Y方向伺服進給系統(tǒng)滾珠絲杠外徑40mm,1306mm,=7.85,則帶入公式3-2.6，求得：==2.57另外，Y方向伺服進給驅動系統(tǒng)中所包含的直線運動件有工作臺（含最大載荷）和滑座。已知，工作臺（含最大載荷）的質量為837kg，32m/min,=411mm，32m/min。帶入公式求得：==5.43==2.67則=(2.75+2.57+5.43+2.67)=13.42由于在電動機慣量與負載慣量之間通常推薦使用下列匹配關系：1/4≤/≤1則取≥1/4=1/4×13.42=3.355至此，可以初步選定伺服電機型號為FANUC22/2000,轉動總慣量（）已求得和，由此可得，傳動系統(tǒng)轉動總慣量（）為：=（13.42+5.3）=18.723.2.3空載啟動時最大加速力矩計算：電動機從靜止加速到最大轉速時，即可求得空載啟動時最大加速力矩，其計算公式如下式中：-電機最高轉速（r/min）-加速時間（s）本設計中取=0.1s則求得：==39.19Nm3.2.4快速空載啟動時所需最大啟動力矩計算由于前文已求得、、，則：=39.19+0.162+1.408=40.76Nm所以通常即可按照快速空載啟動時的最大啟動力矩來選擇電機。即，其中為電動機輸出轉矩的最大值，即峰值轉矩。則所選電機最大扭矩應不小于。前文所選定伺服電機FANUC22/2000,其最大扭矩為45Nm＞40.75Nm,故滿足要求。3.2.5電動機連續(xù)勻速工作時的最大力矩=0.162+1.408+12.357=13.927Nm參照電機特性曲線可知，電機額定轉矩，滿足要求。3.2.6電動機輸出端軸的直徑計算電機軸的最小直徑（mm）按如下公式計算：式中:-電機軸傳遞的功率，（kW）-需用切應力，(MPa)n–電機軸的轉速，（r/min）C–與軸有關的系數(shù)，由決定根據(jù)所選定的電機型號，可知=2.5kW,2000r/min。C的值從《機械設計手冊-第四卷》中“表26·3-2”中，根據(jù)軸的材料45號鋼查得C=107～118，故取C=112。由此求得：故設計電機軸徑為d=35mm。3.3滾動軸承的選擇軸承的選用應從允許的空間、軸承負荷大小和方向、高速性能、旋轉精度、剛度、振動與噪聲、軸向游動、摩擦力矩、安裝與拆卸等方面綜合考慮，全面衡量，擇優(yōu)選擇滿足設計要求的軸承類型。3.3.1滾動軸承使用條件本設計中所選用的軸承是用來支撐滾珠絲杠，結合滾珠絲杠的受力情況可知，軸承分別承受徑向載荷和軸向載荷，徑向載荷主要為滾珠絲杠自重，軸向載荷則較大，為作用在絲杠上的軸向載荷傳遞給軸承，因此，支撐絲杠的軸承需要重點保證其軸向的剛度和精度，減小摩擦力矩。由于前文中已確定Y方向滾珠絲杠副的支撐形式為“一端固定一端支撐”，且固定側軸承受軸向和徑向兩種負荷，起到固定絲杠軸與電機座之間相對位移的作用，而支撐側軸承則僅承受徑向負荷，軸向可以存在相對位移，以此可以解決因溫度變化、受力變形而產生的絲杠的伸縮問題和安裝軸承時產生的間隔誤差。由此可初步確定軸承類型為：固定端選用止推球軸承（60°角接觸球軸承），支撐端選用圓柱滾子軸承。這兩種滾動軸承的具體特點如下：（1）止推球軸承：該軸承是與滾珠絲杠配套的專用軸承，止推軸承使用球作為滾動體，其啟動摩擦力矩比滾子軸承小，因此，可采用較小的滾珠絲杠驅動力，降低絲杠副驅動功率，提高進給系統(tǒng)的靈敏度。由于可以盡可能多地使用尺寸小的球，且內圈和外圈的壁較厚，加之采用60度的接觸角度，其承載能力大，因此軸承的軸向剛度高。（2）圓柱滾子軸承：圓柱滾子軸承可以承受徑向和軸向載荷，承載能力和剛度都比較高，滾子與套圈擋邊的摩擦小，允許的轉速較高。內圈或外圈無擋邊的圓柱滾子軸承，其軸向可以作相對移動，所以可以作為自由端軸承使用。3.3.2初選止動球軸承型號根據(jù)具體的使用條件，初選止動球軸承的型號為NTNBST30×62—1BP4。3.3.3止推軸承組配方式推力角接觸球軸承的基本組配方式有三種，分別為：背靠背，面對面，和串聯(lián)。本設計中采用DBT組合，即先由兩個軸承串聯(lián)，再與一個軸承背靠背組配。選擇這種組配方式的原因為，（1）背靠背方式，這種組配方式力的作用線向外側發(fā)散，增大了軸承間有效作用點的距離，使軸承可承受雙向的軸向載荷和徑向載荷，且可承受較大的傾斜力矩。（2）串聯(lián)方式：這種組配方式的受力作用線平行，所以除徑向載荷外僅能承受單向的軸向載荷。3.3.4止推軸承的選用計算（1）軸承的徑向載荷和軸向載荷計算在以滾珠絲杠副作為執(zhí)行機構的進給系統(tǒng)中，絲杠負責傳遞運動，而導軌負責承受載荷，故所選用軸承在徑向僅僅承受滾珠絲杠自身的重力，已知絲杠重力為126.35N,則軸承所承受徑向力=(1/2)×126.35=63.18N軸承所承受的軸向載荷為：=2758.86N（2）當量軸向靜載荷（N）和當量軸向動載荷（N）計算：根據(jù)《NTN精密軸承選型樣本》可查得BST型號止推軸承的當量軸向靜載荷與當量軸向動載荷的計算公式如下：式中：-軸承承受的軸向載荷（N）-軸承承受的徑向載荷（N）-徑向系數(shù)-軸向系數(shù)則=2758.86+3.98×63.18=3010.32NX、Y系數(shù)的選擇需要從下表中選?。河捎?2758.86/63.18=43.67＞2.17軸承組合列數(shù)為3列，承受軸向負荷的列數(shù)為3列，則取X=0.92，Y=1，則當量軸向動載荷：=0.92×63.18+2758.86=2816.99N（3）軸承基本額定壽命（h）計算：在《機械設計》第四篇中說明了軸承基本額定壽命計算公式如下：式中：-軸承工作轉速（r/min）-軸承的基本額定動載荷（N）查表3-3.1可知，C=63kN-當量軸向動載荷(N)-壽命指數(shù)，球軸承=3已知：=2000r/min,=2816.99N則：==93313h由于額定使用壽命的基本要求為：對于每日8小時工作的機械（利用率較高），如金屬切削機床，其預期計算壽命為20000～30000小時，則該軸承基本額定壽命滿足要求。(4)止推軸承的靜載荷驗算：式中：-計算靜載荷（N）-安全系數(shù)-當量軸向靜載荷（N）-基本額定靜載荷（N）查《實用機床設計手冊》滾動軸承表3.8-23得=1.2～2.5，取=2。則：=2×3010.32=6020.64N=177kN，滿足靜載荷要求。(5)止推軸承的動載荷驗算：由于當量軸向動載荷和轉速已知，預期計算壽命取定為=30000h,則所需軸承應具有的基本額定動載荷可由如下公式計算：式中：-溫度系數(shù)，其數(shù)值可查《實用機床設計手冊》滾動軸承表3.8-22，取=1-壽命系數(shù)，球軸承取=3則求解：==43.17kN＜=63kN,則滿足靜載荷要求。(6)止推軸承的極限轉速校核：軸承實際工作條件下所允許的最高轉速為：式中：-所選止推軸承的最高轉速（r/min）-軸承載荷系數(shù)-徑向和軸向聯(lián)合作用的載荷分布系數(shù)-軸承極限轉速（r/min）根據(jù)《實用機床設計手冊》圖3·8-1和圖3·8-2可查得=0.85,=0.98,已知，=2000r/min，則求得：已知止推軸承BST30×62—1BP4的極限轉速可達到3000r/min(脂潤滑)，大于，故滿足要求。綜上所述，軸承NTNBST30×62—1BP4能夠滿足壽命、靜載荷、動載荷和許用轉速的要求。3.3.5圓柱滾子軸承的選型計算如前文所述，滾珠絲杠支撐端選用圓柱滾子軸承，具體型號為N206E,由于Ｎ型內圈有雙擋邊，內圈、滾子及保持架可以與外圈分離。允許軸相對于外殼在一定范圍內做軸向移動，能適應因熱膨脹或安裝誤差引起的軸與外殼相對位置的變化，最適合用作自由端軸承。不能限制軸和外殼的軸向位移，僅能承受徑向載荷。其主要參數(shù)為：基本額定動載荷為36kN，基本額定靜載荷為35.5kN，極限轉速為8500r/min（油潤滑）。則仿照“3-4止推軸承的選用計算”方法，對圓柱滾子軸承進行選型計算，具體計算過程及結論如下：（1）軸承承受的徑向載荷為：=(1/2)×126.35=63.18N（2）當量靜載荷為：=63.18N當量動載荷為：=63.18N（3）基本額定壽命：（4）靜載荷驗算：=2×0.063=0.126kN≤=35.5kN（5）動載荷驗算:=0.75kN≤=36kN（6）極限轉速校核：綜上所述，軸承N206E能夠滿足壽命、靜載荷、動載荷和許用轉速的要求。結論通過在沈陽機床廠的學習與實踐，結合立式加工中心VMC850B的具體特點與性能，本課題對立式加工中心床身的結構進行了科學的優(yōu)化設計，并且采用了ANSYS的分析軟件，對其進行了有限元靜態(tài)力分析，通過模擬計算其受力與變形，檢驗了結構的性能，為其進一步的優(yōu)化提供了有利依據(jù)。同時課題還對立式加工中心床身的相關功能部件進行了選型的分析與計算，結合VMC850B的需求，選擇了可以滿足精度、剛度、可靠性等要求的重要功能部件。具體的研究成果如下：（1）通過查閱《實用機床設計手冊》、《機械設計手冊》和《機械加工工藝手冊》，確定了床身選擇材料為HT250，采取鑄造工藝，結合VMC850B的具體結構，確定了床身的重要表面，并合理設置了壁厚，布置了加強肋板，確定了方孔、圓孔的開孔位置及孔徑大小，采用了保證剛度的連接與固定形式，借鑒以往成型的床身結構，確立了最終的結構設計方案。（2）利用CATIA建立了床身的三維模型，并將模型進行了必要的簡化，借助ANSYS有限元分析軟件進行了床身靜力學分析，直觀系統(tǒng)的將床身的受力與變形進行了分析，方便對于床身結構的優(yōu)化設計，最終也通過此軟件檢驗了設計成果的剛度、可靠性等性能，確定了最佳方案。（3）針對于床身相關的功能部件，包含Y方向伺服進給系統(tǒng)的驅動電機、滾珠絲杠、導軌、聯(lián)軸器、軸承，進行了選型，通過計算與分析，查閱了多本選型手冊，根據(jù)VMC850B的具體需求，確定了各功能部件的型號與參數(shù)。（4）結合在沈陽機床廠加工和裝配車間的實地學習與考查，對立式加工中心床身進行了幾何精度設計，包括加工幾何精度設計和裝配幾何精度設計，提供了具體