大型螺旋桨双面加工铣床结构设计_学士学位论文

大型螺旋桨双面加工铣床结构设计_学士学位 论文 政研论文下载论文大学下载论文大学下载关于长拳的论文浙大论文封面下载 分类号 学 号 2009090205 Yuncheng University 大型螺旋桨双面加工铣床结构设计 学科门类: 机 械 类 学位申请人: 张 丽 隶属系部: 机电工程系 指导教师: 张慧鹏 讲师 董芬 助教 申请日期: 2013年6月 大型螺旋桨双面加工铣床结构设计 设计总说明 螺旋桨是一类典型的自由曲面零件广泛应用于航天、航海等行业。它的曲面形状和制造精度直接决定了推进的效率和噪音的大小，研究其设计与加工对于军工和整个航运都有着极其重要的意义。 本论文主要针对螺旋桨的结构、加工特点，设计了一种能够同时加工两个自由曲面的双面加工铣床的结构部分，重点包括整体结构设计和主轴装夹结构设计。 该机床主要由机架部分、两套主轴装夹机构和螺旋桨装夹机构组成。螺旋桨安装后，机床能同时加工螺旋桨桨叶的上下两面，并且使两面产生的加工应力基本抵消，既提高了铣削的精度，又避免了换面安装时所带来的定位误差。另外，当一个桨叶加工完成后，可通过螺旋桨装夹机构的转动，来加工其他叶片，一次安装即可加工所有桨叶，加工精度和加工效率都可以提高。 铣床整体为立式混联机床;主轴装夹机构由2维平动工作台和3轴并联工作台组成，能实现5个自由度的移动;螺旋桨夹紧机构由1维平动工作台、旋转工作台和夹紧机构组成，可以方便螺旋桨的安装和转动。 该铣床的设计，对提高螺旋桨的加工精度和加工效率有着重要意义。 关键词:并联机床;螺旋桨加工;双面铣床 I The Propeller Double-sided Processing Structure Design Design Description Propeller is a kind of typical free-form surface parts widely used in aerospace, navigation, etc. Its curved shape and manufacture of precision directly determines the efficiency of propulsion and the size of the noise, studies the design and processing for the military and the whole shipping has extremely important significance. In this thesis, the physical construction of double-sided milling machine that can machining double-free-form surface at the same time is designed, in accordance with the structure and processing characteristics of large propeller, the design highlights include the whole structure design and spindle clamping mechanism design. This machine is composed of two sets of spindle clamping institutions and propeller clamping mechanism composition. The double-free-form surface of propeller blade can be machined by the milling machine at the same time after the propeller is installation ,so the two machining stress can be counteract each other. In this way, not only improves the precision of milling, but also avoid the positioning error when changing face when installed .In addition, after the machining of a propeller blade is finished, the propeller can roll by the propeller clamping mechanism composition, then all propeller blades of the propeller can be machined, so the quality and efficiency of the machining can improve. The milling machine is vertical Parallel Machine Tool. The spindle clamping institutions is consist of 2-degree-of-freedom translation worktable and 3 axis parallel translation worktable of workbench. So the spindle clamping institutions can move in 5-degree-of-freedom. The propeller clamping mechanism consists of a 1-degree-of-freedom translation worktable a rotary worktable and clamping mechanism composition. So the propeller clamping mechanism composition can complete the installation and rotation of the propeller. The design of the milling machine makes great importance for improving the quality and the efficiency of machining of the large propeller. propeller blade; Parallel Machine Tool; Double-sided milling machine Key words: II 目录 第1章 绪 论 .......................................................................................................................... 1 1.1 选题目的、价值和意义 ............................................................................................. 1 1.2 本课题在国内外的研究状况及发展趋势 .................................................................. 1 1.2.1 螺旋桨双面加工铣床的国外研究状况 ............................................................ 1 1.2.2螺旋桨双面加工铣床的国内研究状况 ............................................................. 2 1.2.3螺旋桨双面加工铣床的发展趋势 ..................................................................... 2 1.3主要研究 内容 财务内部控制制度的内容财务内部控制制度的内容人员招聘与配置的内容项目成本控制的内容消防安全演练内容 ............................................................................................................. 3 第2章 机床的整体结构设计 ................................................................................................. 4 2.1确定机床的工作方式 .................................................................................................. 4 2.2 确定机床各部件自由度 ............................................................................................. 5 2.3机床的整体布局 ......................................................................................................... 5 2.4主轴装夹机构的设计 .................................................................................................. 6 2.4.1二维串联工作台 ................................................................................................ 6 2.4.2并联工作台 ........................................................................................................ 7 2.5螺旋桨装夹机构的基本设计 ...................................................................................... 9 第3章 并联工作台的结构设计 ........................................................................................... 11 3.1确定主要参数 ........................................................................................................... 11 3.2确定并联杆的基本结构 ............................................................................................ 11 3.3确定动平台的尺寸 .................................................................................................... 12 3.4确定定平台的尺寸 .................................................................................................... 12 3.5分配并联杆上主要部件的轴向尺寸 ......................................................................... 13 3.6并联轴滚珠丝杠的选择 ............................................................................................ 14 3.7确定并联杆的主要径向尺寸 .................................................................................... 16 3.8电机的选择 ............................................................................................................... 17 3.9 轴承的选择 .............................................................................................................. 18 3.10 本章小结 ................................................................................................................ 20 第4章 串联工作台的结构设计 ........................................................................................... 21 4.1第一级工作台的设计 ................................................................................................ 21 4.1.1主要参数 ......................................................................................................... 21 4.1.2导轨的选择 ...................................................................................................... 22 4.1.3滚珠丝杠的选择与校核 .................................................................................. 23 4.1.4电机的选择 ...................................................................................................... 25 4.1.5滚珠丝杠轴承的选用和校核 ........................................................................... 25 III 4.1.6工作台主板的尺寸 ........................................................................................... 27 4.2第二级工作台的设计 ................................................................................................ 27 4.2.1主要参数 .......................................................................................................... 28 4.2.2导轨的选择 ...................................................................................................... 28 4.2.3滚珠丝杠的选择与校核 ................................................................................... 29 4.2.4电机的选择 ...................................................................................................... 31 4.2.5滚珠丝杠轴承的选用和校核 ........................................................................... 32 4.3 本章小结 ................................................................................................................... 33 结 论 ...................................................................................................................................... 35 参考文献 ................................................................................................................................ 36 致 谢 ...................................................................................................................................... 37 IV 第1章 绪论 第1章 绪 论 1.1 选题目的、价值和意义 螺旋桨是一类典型的自由曲面零件广泛应用于航天、航海等行业。由于螺旋桨是由复杂几何形状组成的工件，直径大、叶片多，空间重叠区域大，吸力面和压力面均为空间自由曲面，导边随边均采用空间曲线圆滑过渡，叶片叶片与桨毂之间过度圆角半径由导边到随便不断变化。所以螺旋桨叶片的设计加工精度，将直接影响推进速度和和噪音的大小， [1]研究其设计与加工对于军工和整个航运都有着极其重要的意义。 对于螺旋桨的加工而言，先进且合适的加工设备对于获得理想的精度至关重要。目前，我国的螺旋桨加工通常采用铣床或者机械臂单面进行粗加工，再通过大量的人工修磨来完成，此 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 费时费力，且加工的精度难以满足设计的需要。特别是对于大尺寸螺旋桨加工而言，扁薄的叶片受到单面加工应力后很容易发生弯曲变形，其形状与尺寸更加难以保证。 因此，设计生产一种多自由度，并且能极大减小或消除加工应力和多次装夹对加工精度的影响的加工设备，对于提高螺旋桨的加工精度有着重要意义。进而也对加强我国国防建设，促进国名经济相关行业的发展都具有十分重要的意义。 所以，设计一种大型螺旋桨双面加工铣床对我国的国防和经济建设有极其重要的意义。 1.2 本课题在国内外的研究状况及发展趋势 1.2.1 螺旋桨双面加工铣床的国外研究状况 国外工业发达国家在加工设备方面起步早、发展充分，也注重高性能加工设备的研发，各国竞相发展机电一体化、高精、高效、高自动化先进机床，以加强工业和国民经济的发展。目前，国外工业发达国家在高性能加工设备方面的研发、生产和生产方面处于领先地位;其国内全部生产数控机床、加工中心、高精度机床、高端流水线等先进加工设备，普通加工机床等设备已逐步甩给第三世界国家去经营。日本、德国、美国等三国生产的加工系统约占国际市场的三分之二，高端加工设备方面，更是近乎垄断，并全力限制其对外出 [2]口，以限制新型工业化国家的发展和壮大。 在螺旋桨加工设备中，国外工业发达国家和制造强国早已拥有像大型螺旋桨双面加工铣床这样的专业化加工设备，借助其国内优良的装备制造基础，其研制出的加工设备在加工精度、自动化程度、可靠性及智能化程度等方面都处于领先地位。也正因为此，这些国家成为向高性能潜艇、螺旋桨发动机、先进船舶等提供高性能、高质量的螺旋桨产品。 由于螺旋桨在军事领域和国民经济领域都有着重要作用，国外先进工业国家严格限制 [3]相关先进加工设备对我国的出口。 1 运城学院学士学位论文 1.2.2螺旋桨双面加工铣床的国内研究状况 我国的装备制造业，起步晚、时间短，发展不充分、不系统、不完善，但是经过不懈努力我国的装备制造无论从产品种类、技术水平、质量和产量上都取得了很大的发展，在一些关键技术方面也取得了重大突破。据统计，目前我国可供市场的制造装备，单数控机床就有1500种，几乎覆盖了整个工业生产领域。这标志着国内数控机床已进入快速发展的时期。 但是在螺旋桨加工领域，我国已研制出多重加工设备，由湖北完成的国家“863计划”数控重型螺旋桨七轴五联动车铣复合加工机床研制项目就在主机、控制和空间曲面加工等方面均取得了自主创新成果，不仅填补了我国复合加工机床研制的空白，而且多项技术为国内首创;同时，也为我国飞机发动机的制造提供了高性能的国产装备，对加强我国国防建设，促进国民经济相关行业的发展都具有十分重要的意义。 但是，我国的先进螺旋桨加工设备，无论在加工精度、自动化水平，还是在可靠性方面都还没有达到发达工业国家的先进水平，这也在一定程度上限制了我国在潜艇、螺旋桨发动机、先进水面舰艇等的发展。 目前，我国还没有专用于大型螺旋桨的双面加工铣床。 1.2.3螺旋桨双面加工铣床的发展趋势 随着制造加工水平和设计水平的提高，机床的加工精度和速度越来越高，机床的种类 [4]也越来越多。此次设计的双面加工铣床，就采用了并联轴结构，属于混联机床。混联机床，作为上世纪90年代机床技术和机器人技术相结合的产物，与传统结构机床相比具有很多的优点: 1)刚度重量比大:因采用并联闭环静定或非静定杆系结构，且在准静态情况下，传 动构件理论上为仅受拉压载荷的二力杆，故传动机构的单位重量具有很高的承载能 力。 2)响应速度快:运动部件惯性的大幅度降低，有效地改善了伺服控制器的动态品质，允许动平台获得很高的进给速度和加速度，因而特别适于各种高速数控作业。 3)环境适应性强:便于可重组和模块化设计，且可构成形式多样的布局和自由度组合。在动平台上安装刀具可进行多坐标钻、磨、抛光，以及异型刀具刃磨等加工。装备机械手腕、高能束源或CCD摄像机等末端执行器，还可完成精密装配、特种加工与测量等作业。 4)技术附加值高:并联机床具有“硬件”简单，“软件”复杂的特点，是一种技术附 [5]加值很高的机电一体化产品，因此可望获得高额的经济回报。 因此，并联结构在机床上的采用可以看作是机床行业的一种趋势。 目前，国际学术界和工程界对研究与开发并联机床非常重视，各种新型的并联机床层出不穷，我国也已将并联机床的研究与开发列入国家“九五”攻关计划和863高技术发展2 第1章 绪论 计划，相关基础理论研究连续得到国家自然科学基金和国家攀登计划的资助。部分高校还将并联机床的研发纳入教育部211工程重点建设项目，并得到地方政府部门的支持且吸引了机床骨干企业的参与。 1.3主要研究内容 为提高我国装备制造业技术水平，改善我国螺旋桨加工的经济效益，通过对双面加工铣床的结构设计，建立双面加工铣床的优化模型。围绕以上目的，把主要研究内容分为: 1、研究并确定双面铣床的加工方式，确定铣床的自由度结构类型，螺旋桨装夹方式等。 2、合理设计主轴装夹机构，使其能满足复杂自由平面的加工要求。 3、合理设计铣床的主要结构及尺寸，在实现功能的前提下 ，尽量使铣床结构简单可靠、精度高，并进行可行性分析。 4、画出机床的3维和2维装配图，同时进行动态仿真。 3 运城学院学士学位论文 第2章 机床的整体结构设计 2.1确定机床的工作方式 为了确定机床的整体 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 ，首先要了解和分析大型螺旋桨的结构和加工特点。 1、大型螺旋桨的桨叶比较薄，而且受力面积很大，叶片远端距离轮毂的距离较远，因此在单面加工时可以看作是一个悬臂梁，在受到加工应力时，很容易发生形变，引起较大的加工误差。 但是如果采用双面加工，因为上下曲面同时加工，加工应力大部分可以相互抵消，螺旋桨受力情况大大改善，提高了加工精度。螺旋桨桨叶受力分析示意图如图2-1所示。 加工应单面加工时～受应力弯曲 力 双面加工～加 工应力可以相加工应 力互抵消 图2-1 虎螺旋桨桨叶受力分析 2、螺旋桨的上下面都是自由曲面、形状复杂，传统的单面加工方式，因为要正反面分别加工，需要两次安装和对刀，因此，理论设计中对上下曲面所要求的位置公差很难得到保证。这是单面加工所存在的缺陷。 如果采用双面同时加工的方案，一次装夹就可以加工上下面，因而上下面的位置公差可以得到极大的包证,加工的精度也可以提高。单面加工和双面加工加工效果如图2-2所[1]示。 上下 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 面分两次加工～一次装夹～同时加工易因安装、对刀误差造上下表面～加工质量成形位误差可以提高 图2-2 单面加工和双面加工效果比较 4 第2章 机床的整体结构设计 3、螺旋桨采用单面加工时，需要两次走刀、两次装夹定位，加工耗时长，效率比较低。如果采用双面加工，加工过程只有一次装夹定位和一次走刀，耗时少，加工效率较高。 综上决定，机床采用双面加工的方式，故需要两套主轴装夹机构和一套螺旋桨装夹机构 2.2 确定机床各部件自由度 螺旋桨是一种典型的自由曲面零件，加工设备需要满足很高的自由度要求，至少达到5个自由度才能实现对自由曲面的加工。对于双面加工铣床有两种方法来实现: 方案a:螺旋桨装夹机构有2个平动自由度，主轴装夹机构各有3个回转自由度，可以实现螺旋桨叶片两个自由曲面各自的加工需求。 方案b:螺旋桨装夹机构没有平动自由度，两个主轴装夹机构各有5个自由度，包括2个平动自由度和3个回转自由度，可以实现对自由曲面的加工。 分析: 对于a方案，可以实现螺旋桨叶片两个自由度曲面各自的加工需求，但是具有不方便两个自由曲面之间的协调、可加工的曲面具有局限性、机床整体机构庞大、占地面积大等缺点。 b方案比a方案多了个平动驱动轴，机构相对比较复杂，但是两个主轴装夹机构可以自由的加工各自的工作面，方便协调，可以加工的曲面范围比较广泛，而且机床整体占地面积较小。 综上:因为螺旋桨桨叶种类众多，形状复杂，所以把机床可以加工的自由曲面的范围作为主要的参考因素，选取b方案为机床的设计方案。 另外，对于整体式的螺旋桨，如果一次装夹就可以加工所有的桨叶，则不仅减少了多次装夹的时间，而且提高了桨叶之间的位置精度、提高整个螺旋桨的加工质量。因此，为了方便螺旋桨所有桨叶的加工，实现一次装夹就可加工整个螺旋桨的目标，螺旋桨装夹机构还需要有一个转动自由度，可以程序控制螺旋桨的转动。 机床各部件自由度的最终方案:螺旋桨装夹机构具有一个转动自由度，两个主轴装夹机构各具有5个自由度(包括2个平动自由度，3个转动自由度);整个机床需要13个驱动轴。 2.3机床的整体布局 如图2-3机架的主体结构所示:机床采取立式结构，机架主体为梯形，梯形机架的上下各有一套主轴装夹机构，梯形的宽边放置螺旋桨装夹机构，螺旋桨装夹机构的下面铺设导轨。 导轨的铺设，可以使螺旋桨装夹机构移动到宽阔的地方装夹螺旋桨，然后再推入到加工位置，方便了螺旋桨的安放;机架采用梯形设计，既可以使机架的宽边容纳下螺旋桨，并保证螺旋桨可以旋转;又可以使减少机架的尺寸，减小占地面积、提高了整体的刚度。 5 运城学院学士学位论文 图2-3 机架的主体结构 这样的整体布局既满足了双面加工的需要，又可以保证螺旋桨一次装夹就可加工所有桨叶，符合之前的方案设计。 2.4主轴装夹机构的设计 主轴装夹机构一共有5个自由度，包括2个平动自由度和3个转动自由度。两个平动 [6]自由度通过2维串联工作台实现，3个转动自由度通过3-RPS并联工作台来实现。 因为机床采用立式的双面加工方式，主轴装夹机构既要正向放置，又要倒挂放置，因此，在设计时必须考虑到正反安装时的受力情况，并尽量保证上下主轴装夹机构一致，这样既可以使机床的制造成本、维修成本降低，又可以保证上下两套主轴加工出来的自由曲面质量一致。 2.4.1二维串联工作台 二维串联工作台的两个自由度都是直线型的，采用直线导轨和滚珠丝杠组合的方式。其中，直线导轨采用滚动型，可以承受上下左右4个方向的等量载荷;滚珠丝杠连接电动机，驱动工作台移动，如图2-4所示。 因为通常螺旋桨桨叶的径向尺寸大于径向的宽度尺寸，所以把加工时平行于螺旋桨径向的工作台作为第二级工作台，另一个方向的工作台作为第一级工作台。 在串联工作台设计时，要考虑并联工作台的结构和运动特点，在校核计算时，要注意颠覆力矩的校核，在结构设计时，既要注意给并联工作台留出运动空间，又要方便并联工作台的安装。 图2-4 串联工作台的结构 6 第2章 机床的整体结构设计 2.4.2并联工作台 [6]如图2-5所示，并联工作台需要满足3个转动自由度，采用3个并联杆相配合，使每个并联杆包含一个转动副，一个移动副和一个球形副的机构设计。这样，该机构的构件数一共有n=8个，其中活动构件有7个;运动副有g=9个，其中有3个转动副，3个移动副，3个球形副，转动副与移动副的约束数均为5，球形副的约束数为3。 [7]由自由度公式计算 (2.1) F,6n,5p,4p,3p,2p,p,354321 ——有k个约束的k级运动副数 pk 得到的自由度为3，满足对并联工作台的设计要求。 图2-5 并联工作台的原理图 对于球形副，因为球形铰链要保证连接的可靠性，所以转动角度有限，不能很好的满足并联工作台的要求，因此采用虎克铰进行替代。 [8]如图2-6所示，虎克铰通过3个转动副来达到和球形铰链一样的功能，但是转动角度没有限制，可以很好的满足并联机床对球形副的要求。 图2-6 虎克铰 对于移动副，由于是直线运动，可以通过滚珠丝杠和花键导轨相结合的方式来实现。滚珠丝杠由伺服电机驱动，带动并联轴伸缩。 如图2-7所示，具体的结构为:滚珠丝杠轴向固定，在电机的驱动下带动滚珠螺母轴向平移，进而带动花键轴伸缩。(花键轴一端固定在滚珠螺母上，一端与花键套筒相配合) 7 运城学院学士学位论文 图2-7 并联杆的结构图 如图2-8所示，虎克铰与移动副之间的连接:为了节省空间，缩短并联杆的长度，虎克铰的第一级转动轴通过螺纹紧固到移动副的伸缩杆上。 图2-8 花键轴与虎克铰的连接 如图2-9所示，对于转动副，通过一对圆锥滚子轴承和轴的配合来实现，对整个并联杆起定位和支持作用，刚度要求比较高，其转动角度通过3个并联杆的相互约束来确定。 图2-9 并联杆的转动副 如图2-10所示，此零件为移动轴和转动副之间的连接零件，移动轴的大套筒通过螺纹与此零件拧紧在一起，对大套筒起导向和支撑作用，另外，此零件的伸出轴通过与一对圆锥滚子轴承配合来实现转动副。 图2-10 转动支座 8 第2章 机床的整体结构设计 如图2-11所示，此零件为转动副的轴承支座，为了保证并联轴的安装，采用剖分式结构。此零件的一端连接定平台，一端通过轴承连接并联杆。 图2-11 转动轴的轴承座 并联工作台的定平台要与2维串联串联平台相连，动平台要固定电主轴。在设计时，要与动、定平台相连接的结构预留位置，方便安装。另外，因为并联工作台受到的加工反向应力变化较多，受力情况复杂，要注意进行受力分析。 并联工作台安装时既要正向放置，又要倒挂放置，设计时上下两套并联工作台应该一致，以减少机床成本，保证上下主轴加工质量的一致性。 综上，主轴装夹机构的设计要求可以通过以上结构来实现，而且主轴装夹机构无论正放，还是倒挂放置都可以使用，通用性好，成本降低，上下两个自由曲面的加工质量也可以保证基本一致。 2.5螺旋桨装夹机构的基本设计 螺旋桨夹紧机构由4部分组成，分别是直线移动平台，旋转平台、伸缩杆压紧机构和机床定位机构，如图2-12所示。 图2-12 螺旋桨装夹机构 直线运动平台，通过直线导轨和滚珠丝杠相组合的方式来实现，满足螺旋桨夹紧工作台的直线运动，使工作台可以到远离机床主体的宽阔地带安放螺旋桨，然后再带着螺旋桨移动到工作位置，方便螺旋桨的拆卸。 9 运城学院学士学位论文 旋转平台，通过把一根主轴安放在滑动轴承上，在电机的带动下，实现转动，旋转平台的转动又带动了螺旋桨的转动，这样螺旋桨可以在程序控制下实现精确的转动，可以保证在铣床加工完一个桨叶后，通过转动加工其余的桨叶。避免了螺旋桨的多次安装，既可以提高螺旋桨整体的加工精度，又可以节省时间、提高生产效率，一举两得。 伸缩杆压紧机构，可以实现自锁，保证螺旋桨在压紧后不会松动;另外伸缩杆压紧机构可以安装在机床的上机架的中心线上，在螺旋桨压紧后，整个螺旋桨装夹机构组成一个刚性体，对机床起到支撑作用，对提高整个机床的刚性有很大帮助。 机床定位机构，主要为了保证螺旋桨装夹机构和机床主体之间的连接，保证螺旋桨安装的位置精度。 综上，螺旋桨装夹机构既可以方便地安放螺旋桨、夹紧螺旋桨，又可以由程序控制螺旋桨的精准旋转，不仅保证了螺旋桨在双面铣床上的安装，而且实现了一次安装就可以加工所有桨叶的设想。另外，当螺旋桨夹紧，准备加工时，螺旋桨夹紧机构可以看作是机床机架的一个刚性支撑，这样就大大改善了机床的受力情况，提高了机床的整体刚度，进而在一定程度上保证了加工的精度。 10 第3章 并联工作台的结构设计 第3章 并联工作台的结构设计 机床的整体方案确定之后，开始对机床的具体结构进行设计。设计时，应紧紧围绕螺旋桨加工的特点逐步展开。在本机床所采用的整体设计方案中，主轴装夹机构是整个机床的核心部件，对螺旋桨的加工起关键性的作用。因此，可以优先考虑主轴装夹机构的设计。在主轴装夹机构设计的同时，也要同时开始考虑机床的主体结构，以保证主轴装夹机构的安装。另外，在进行机床主体的结构设计时，要为螺旋桨装夹机构留下位置。 主轴装夹机构是整个机床的核心，是保证机床达到设计目标的关键部件，同时也是整个机床中结构最复杂的部件。而主轴装夹机构是由2维串联工作台和3轴并联工作台两部分组成，其中并联工作台的机构比较复杂，而且并联工作台的动平台上直接安装主轴，对螺旋桨桨叶自由曲面的加工，有着最直接的影响，因此有必要设计主轴装夹机构中的3轴并联工作台。 3轴并联工作台是整个机床中最关键的部分，工作台的动平台直接安装着电主轴和刀具，进而直接关系着对螺旋桨加工的精度问题。因而，应该从螺旋桨的结构和加工特点入手，完成并联工作台的设计。 3.1确定主要参数 ,散体螺旋桨是典型的自由曲面结构，曲面的法相角度一般在左右，有时也可能,30 ,接近，大型螺旋桨的轴向尺寸也比较大，可以达到300~350mm。 ,45 ,,,,45针对螺旋桨的这些特点，设3轴并联工作台的定平台的额定倾角，动平台的竖直移动范围L,450mm。 3.2确定并联杆的基本结构 如图3-1所示，并联杆由一个球形副(由虎克铰实现)，一个移动副(通过滚珠丝杠实现)，一个转动副(由一对圆锥滚子轴承实现)。 图3-1 并联杆的基本结构 因为并联杆既要连接主轴和刀具，又要连接2维串联平台，因此为了缩短并联轴的尺寸，电机的驱动不采用最常用的联轴器直接连接方式，改为齿轮连接。这样一来，电机可以安装在并联杆所属的平行空间中，减少了并联的轴向长度，避免了与2维串联平台直接 11 运城学院学士学位论文 的干涉，使主轴装夹机构的结构紧凑，有利于机床的装配。 3.3确定动平台的尺寸 如图3-2所示，动平台直接连接着主轴和刀具，同时和并联杆的虎克铰(相当于球形副)的最后一个转动副相连接。动平台的位置是由3个并联轴中虎克铰的第二级转动副所决定的。 动平台电主轴的安装位置 虎克铰的第3级转 动副～安装在动虎克铰平台上的第二 级转动 副 图3-2 粒动平台上各个连接件的位置 考虑到电主轴的直径为200mm，虎克铰的第3级转动副在动平台上所需要的安装尺寸为70mm，而从虎克铰第二级转动副到第三级转动副的距离设定为50mm。 故可以确定动平台中心到球形副(虎克铰的第二级转动副)的距离为: (3.1) D,100，70，50,230mm 动平台的尺寸半径约为 (3.2) D,100，70,170mm1 考虑到与动平台相连接的零件圆柱形主轴和3个均匀分布的轴承座，动平台最终形状也可以确定(如图3-3中的粗线所示)。 但是因为动平台的姿势是由3个并联轴的虎克铰的第二级转动副所确定的，所以为了方便整个并联工作台的设计，把虎克铰简化为球形副，位置在虎克铰的第二级转动副上。进而在计算中应该以230mm作为计算量。 3.4确定定平台的尺寸 因为动工作的的竖直移动距离为420mm，考虑到并联杆摆动时可以提供一定的移动量，但是并联杆和竖直方向是一直呈锐角的。所以初步设并联杆的伸缩量为450mm;由于并联杆上的导轨(大套筒)和滚珠丝杠的尺寸一定会大于并联杆的伸缩量，滚珠丝杠是驱动轴，需要连接电机，还会需要一定的距离，设定为200mm，另外各个连接件之间还会需要一定的预留空间，预定为100mm。 所以初步确定并联轴的长度约为 (3.3) L,450，100，200,750mm1 12 第3章 并联工作台的结构设计 当并联杆处于完全收缩状态时，并联杆的尺寸约为最短尺寸750mm;为保证并联杆的机械性能和可靠性，定平台与并联杆的转动副大概处于并联杆三分之一的位置。 如图3-3所示，这样转动副到球形副之间的直线距离估算值为 2 (3.4) L,750，，50,550mm23 其中50mm是由于虎克铰的第一级转动副实际需要的线性长度。 动平台 与定平 台直接 550550的距离 并联杆的最 短长度 动平台与定 平台的半径 差70? 图3-3 动、定平台和并联杆的空间位置尺寸图 此时的并联杆模型可以看做是一个直角三角形，假设转动副与并联杆的角度约为70度，则可以求出水平的直角边的距离为 ,,D,550，cos70,550，0.342,188mm (3.5) ,D式中为动平台和定平台的水平距离的差值。 ,D对进行修正取整为200mm(适当放大可以为各部件留下一定的设计余量)，这样定平台的半径尺寸设定为 (3.6) D,230，200,430mm2 3.5分配并联杆上主要部件的轴向尺寸 已知并联杆的伸缩量为450mm;则滚珠丝杠的导程必须大于450mm，取值为540mm，留出螺母90mm的余量。安装部分的尺寸定为50mm，传动部分的尺寸定为60mm，如图3-4所示。 这样整个滚珠丝杠的轴向尺寸为 (3.7) L,540，60，50,650mm3 图3-4 预定的丝杠轴向尺寸 13 运城学院学士学位论文 同样起导向和支撑作用的大套筒的轴向尺寸应该和滚珠花键的尺寸比较接近。但是套筒的一端要接内花键套筒，另一端要接齿轮箱，设两端的尺寸各减少30mm，如图3-5所示，这样大套筒的轴向尺寸为 (3.8) L,650-30-30,590mm4 图3-5 大套筒结构和轴向尺寸 另外，对于虎克铰，两个叉扁轴的轴向尺寸都定为100mm。 3.6并联轴滚珠丝杠的选择 并联杆机构中最中心的零件也是最重要的零件是滚珠丝杠，滚珠丝杠是并联杆的驱动件和主要支撑件，确定了滚珠丝杠的尺寸，才能进一步确定并联轴的其余部件的径向尺寸。 并联轴的受力分析:并联轴主要承受动平台及其相关连接件的重力和加工时的反向作用力。其中重力的作用点始终在动平台的几何中心，方向沿竖直方向朝下;加工的反向作用力始终作用于动平台的几何中心，方向始终垂直于动平台。 倒挂的主轴装夹机构，因为所受的重力和加工反作用力的方向始终呈钝角，因而不会出现受最大轴向载荷的丝杠。对于下工作台，工作台因为重力和加工的反向作用力的方向始终为锐角，所以受最大轴向载荷的丝杠一定在下工作台上。 根据之前算出的动工作台尺寸，按45号钢得出工作台质量为8.3kg，设电主轴的质量为30kg，另预留20kg的质量负载给其他附件。 因此 (3.9) m,m，m，m,58.3kg123 G,m,g,60，9.8,588N (3.10) 因为不知道加工时具体的材料，加工条件的因素，根据切削力的通常值，再考虑一定的安全系数，设最大切削方向应力为1000N FC 对于下工作台，在并联杆伸出时，随着并联杆长度的增加，这条并联杆与定平台的角度也会变大，趋近九十度，反之则越来越小。由于下工作台主要的负载方向为竖直朝下， [9]因此杆的伸出量越短，其所受的轴向负载越大。 14 第3章 并联工作台的结构设计 因为动平台在3维空间里进行多自由度转动，不易找到受最大轴向载荷的位置，所以在设定较大安全系数的情况下，采用下动平台在水平位置时的轴向载荷。 当动平台在最低水平位置时，通过PRO/E建模得到3根并联轴与定、动平台的夹角 ,72.9都是，所以各个并联轴受到的载荷一样。 由受力平衡的条件知 (3.11) G，F,3Fsin,c 所以各杆的轴向载荷为 G，FC (3.12) F,,554N,3sin 考虑轴向力的变化(包括并联杆伸缩式的加速度带来的载荷变化)，取并联轴的载荷变化系数，则 f,21 (3.13) F,f,F,554，2,1108Nbm1 式中——丝杠平均负载 Fbm 因为并联杆要实现伸、缩两个动作，滚珠丝杠需要正反转换向，在滚珠丝杠换向时，易因反向间隙造成回转误差，影响并联轴运动的准确性，所以需要对滚珠螺母进行预压。可以采用过的钢珠预压方式，这种方式内容纳的钢珠比珠槽空间大(过大钢珠)，使钢珠产生四面接触，消减回转误差。 根据《机械设计手册》，预压力P为 Fbm (3.14) P,,396N2.8 在预压力负载下滚珠丝杠的轴向负载为 (3.15) F,F，P,1504Nabm 预期寿命校核 1、假设机床每天工作12小时，一年工作350天，额定工作年限为20年，其中单个并联 杆的使用时间比为70%，则预期寿命为 (3.16) L,0.7，12，20，350,58800hh 2、之前滚珠丝杠的轴向尺寸已经确定大于450mm，对于这个长度的滚珠丝杠导程一般都大于5mm，故取导程为5mm。 3、在机床工作时，并联杆的运动存在快速移动和慢速走刀两种方式，其中设快速运动的伸缩速度，时间比为10%;慢速走刀的伸缩速度为，所占时V,5mminV,0.5mmin12 间比为90%。 丝杠的平均伸缩速度为 (3.17) V,0.1V，0.9V,0.95mmin12 15 运城学院学士学位论文 ,以最小导程，计算滚珠丝杠的平均回转速度为 p,5mmh 3V，10n,,190rmin (3.18) av,Ph [10]由寿命计算公式知 6,C103 (3.19) L,()hnF60ava 代入数据得 11L58800h33,C,F(，60n),1504，(，60，190),13163N (3.20) aav661010 ,C为动负载，应该满足条件 查 , (3.21) C,C C为额定动负载 查看《机床设计手册》，挑选满足条件的滚珠丝杠。根据并联杆的结构特点，滚珠丝杠的刚性应大一点;为了减小整个并联轴的径向尺寸，法兰的径向尺寸不可以太大;为了减少并联轴的轴向尺寸，滚珠螺母的长度不能太长。综合考虑各种因素，选择 [10]FSV-1-32-6B2型滚珠丝杠。丝杠的总长度为650mm，螺纹副部分的长度为540mm。 表3-1 FSV-32-6B2的主要参数(默认单位mm) 公称直径 导程 PCD 滚珠直径 根径 刚性K ph 32 6 32.8 3.969 32.8 56 螺母直径 螺母长度 法兰直径 法兰厚度 动负载C(N) 静负载Co(N) 52 70 78 12 25049 68796 满足条件: ,, C,C (3.22) p,phh 故选择的滚珠丝杠符合要求。 3.7确定并联杆的主要径向尺寸 滚珠丝杠确定以后，并联杆的主要径向尺寸可以根据滚珠丝杠的公称直径进行确定。滚珠丝杠的公称直径为32mm，如图3-6所示。 另外，大套筒需要螺纹紧固在转动副的轴承座上，为了提高紧固部分的刚度、减少加工范围，将紧固部位的大套筒直径增大为102mm，如图3-7所示。 16 第3章 并联工作台的结构设计 图3-6 并联杆的轴向尺寸 图3-7 并联杆的轴向尺寸 3.8电机的选择 为了减少并联轴的轴向长度，用齿轮来连接滚珠丝杠和驱动电机。由之前滚珠丝杠的 校核结果知: 丝杠导程为6mm，得滚珠丝杠的最大转速为 3V，10, (3.23) n,,2500rminmaxph 式中:V ——并联杆的最快伸出速度，取值为; 15ms ——丝杠的导程，; pmmh 丝杠扭矩的计算: 丝杠为顺序切削，转换旋转运动为直线运动，由计算公式得 F，p1300，6bmhT,,,1380N,mm (3.24) A,,,22，0.9式中:, ——转动的机械效率，取值为0.9; TN,mm ——丝杠旋转扭矩，; A FN——丝杠加速时的轴向负载，; bm 17 运城学院学士学位论文 为了防止电机和并联轴干涉，齿轮连接的中心距应该足够大。如图3-8所示，已知并联轴的直径为120mm，假设选取电机的直径为130mm，则齿轮的中心距为 120，130 (3.25) a,,125mm2 所以，选mm。 a,130 图3-8 电机的放置 选取齿轮的模数为4，则两个齿轮一共有65个齿，指数分配齿数为，Z,36Z,2912其中为电机轴上的齿数，为并联轴上的齿数。 ZZ12 则电机轴的最大转矩为 ZT1AT,，,1903N,mm (3.26) max,Z2 式中:——旋转时的摩擦转矩系数，设为0.9 , 电机的最大转速为 ,n，Zmax2n,,2014rmin (3.27) maxZ1 查看电机手册，保证电机的转矩和转速都不超过额定值，保证丝杠可以精准的运转。 [11]2200N,mm故选取MDMA-750W-中惯量交流伺服电机，电机的额定转矩为，最大转矩5600N,mm，额定转速为，最高转速为，都符合要求。 2000rmin3000rmin 3.9 轴承的选择 因为并联杆的受力比较复杂，各个轴除了要受径向负载还要承受轴向负载，因此在选择轴承时选择圆锥滚子轴承。 在每个并联杆上各需要5对轴承，分别选择了一对32210轴承、一对32005轴承、一 [10]对30206轴承、一对32008轴承和一对32010轴承。在所有轴承连接中，滚珠丝杠的受力最大，也是最重要的零件，因此重点校核滚珠丝杠的轴承连接。 18 第3章 并联工作台的结构设计 滚珠丝杠的轴承为一对32008圆锥滚子轴承，轴承以背对背形式安装。径向没有外加 ,73负载，主要是丝杠轴自身的重量，自身重量为20kg，因为丝杠轴一般呈左右放置，所 以轴承的径向载荷为 ,,(3.28) F，F,mgcos(90-73),191N12 假设两个轴承的径向载荷一致，则 (3.29) F,F,95.5N12 重力产生的轴向负载为 S,F，F,1308，58,1366N(3.30) a 首先计算轴的轴向力，查表得，轴承1的内部轴向力为 (3.31) S,0.89F,0.89，95.5,85N1 于轴承2的内部轴向力为 (3.32) S,0.89F,0.89，95.5,85N2 方向如图3-9所示。 图3-9 轴承受力图 S因为和的方向一致，则 S2 (3.33) S，S,0.89F,1366，85,1451N2 显然，，因此轴有向右移的趋势，但是受到力平衡不能移动，故两个轴承S，S,S21 的轴向力分别为 F,S，S,1451N(3.34) a12 F,S,85N(3.35) a21 因此只需要校核轴承1，因为轴承1受到的径向力比轴向力小很多，所以必须考虑当 量两个方向的当量载荷，即 X,0.4Y,1.4 (3.36) 19 运城学院学士学位论文 故当量动载荷为 (3.37) P,f(XF，YF),1，(0.4，95.5，1.4，1451),2070N1d1a1 (3.38) P,f(XF，YF),1，(0.4，95.5，1.4，85),157.2N2d2a2 因，所以只计算轴承1寿命 P,P12 [10]轴承由《机械设计手册》查得:额定动载荷，，要求轴C,51.8KNn,2500rmin承使用寿命大于58800h，轴承寿命为 10610C,f53 (3.39) L,(),1.6，10hhnP,f1 f——温度系数，取为0.95 ——载荷系数，取为2.5 f1 显然该轴承满足要求。 因此滚珠丝杠的轴承连接安全，进而其他4对轴承连接也安全，轴承校核完毕。 3.10 本章小结 本章完成了并联工作台的设计，其结构如图所示，达到了3个转动自由度的要求。工 [12]作台可以正放，也可以倒挂，达到了预期的设想。另外，通过PROE仿真，各种参数 也达到了预期要求，参数如表3-2。 表3-2 并联工作台的主要参数 ,45主轴部件额定倾角 ,65主轴部件最大倾角 并联杆快速伸缩速度 5mmin 动平台外切圆半径 230mm 定平台外切圆半径 430mm 额定加工深度 450mm 490mm最大加工深度 图3-10 并联工作台的整体结构 20 第4章 串联工作台的结构设计 第4章 串联工作台的结构设计 串联工作台是连接机床机架和并联工作台的重要部件，是主轴装夹机构的重要组成部分，要求其有两个平动自由度，能带动并联工作台加工一个桨叶的所有曲面;另外要求串联工作台既可以正放于机架上表面，也可以倒挂在机架的下表面。 串联工作台有两个平动自由度，需要采用两个1维平动工作台串联的结构，设直接连接在机架上的工作台为第二级工作台，直接连接并联机构的工作台为第一级工作台。 4.1第一级工作台的设计 第一级工作台连接在第二级工作台上，通过线性移动来带动整个并联工作台移动;其运动方向垂直于螺旋桨铺地导轨的径向，运动尺寸要保证主轴可以加工桨叶的整个宽度尺寸。 如图4-1所示，工作台的结构为一根滚珠丝杠和两根导轨，导轨起支撑作用，丝杠为驱动轴，也可以起到一定的支撑作用。 图4-1工作台效果图 4.1.1主要参数 螺旋桨的种类许多，但是桨叶的宽度一般都不会太大。对于直径大于4米大型螺旋桨，其桨叶的宽度也小于桨叶的径向长度，设加工螺旋桨的直径为4.5米，其桨叶的径向长度为2米，宽度应小于1.5米，因此设定工作台的移动距离: L,1600mm (4.1) 并联工作台设计完毕，其质量约为430kg，主轴加工时受到的最大反作用力F为 ,451000N，主轴倾角额定值为。 故工作台要承受的最大竖直力为 P,mg，F,5300N (4.2) 工作台受到的最大水平力为 ,P,Fsin45,707N(4.3)1 方向为水平范围内任意。 21 运城学院学士学位论文 4.1.2导轨的选择 工作台既要能正放于机架上表面，也要能倒挂在机架的下表面。为了使上下工作台结构一致，缩减制造、维护成本，选用导轨的负载能力要在4个主要方向上相近，或一致。 [10]组合考虑各种因素，选取HGW55HA型导轨，导轨的长度为2100mm,安装方式为双导轨，4滑块模式。 HG线性导轨属于滚动滑轨，同时是整合最佳化结构设计的重载精密线性滑轨，相较于其他的线性提升了负载与刚性能力，具备4个方向等负载及自动调心能力，可减小安装面的装配误差，达到高精度的要求。符合本次的机床设计要求。 HGW55HA导轨的基本静额定负载为227kN，基本额定动负载为114kN。明显符合对并联工作台的支撑要求;对导轨的动负载进行分析:导轨承受的最大竖直力为5.3kN，考 2虑整个平台的加速度，设加速度为。 5ms 图4-2导轨受力图 如图4-2所示，重力与最大加工应力之和P为5.3kN，方向始终为工作台中心竖直朝下;受第二级水平加速度的影响，水平受力为 (4.4) F,ma,2.65KN1 所以最大动负载为 22P,P，F,6.0KN(4.5) max1 假设导轨一直在做的高速运动，则导轨的寿命为 50ms ffC36htL,()，50,1.2，10km(4.6) fPwc 式中:L——额定寿命，km ——硬度系数，取为1 fh ——温度系数，取为0.92 ft f——负载系数，取为1.5 w ——工作负载，为的一半，2.4KN PPcmax 则导轨的额定寿命时间为 22 第4章 串联工作台的结构设计 39L，101.2，105L,,,4，10h (4.7) hV，6050，60 核定导轨寿命: 设机床的运动时间为一天20小时，导轨的时间比为90%，机床一年工作350天，工作时间为20年，则: ,5 (4.8) L,20，0.9，350，20,1.26，10hh , (4.9) LL,hh 所以，导轨符合设计要求。 4.1.3滚珠丝杠的选择与校核 滚珠丝杠是工作台的驱动轴，同时也能起到一定支撑作用。属于机床的核心部件，不易更换，应该保证较高的安全系数。 分析丝杠的工作条件: 1、已知工作台的行程为1600mm，考虑到滚珠螺母的尺寸，滚珠丝杠的尺寸应该大于1.6m; 2、初步计算并联工作台质量m为430kg;另外主轴的最大反作用力为1kN，考虑重力和 主轴反向作用力的方向，其最大的合力在下工作台，大小为 (4.10) F,mg，1,5.3KNm 其方向竖直朝下 3、设工作台的最大加速，则在平台加速运动时，还将产生一个很大的轴向负载 (4.11) P,ma,2.15KN1 ,454、由于主轴的反向作用力方向可以与水平面有的倾角，所以滚珠丝杠在机床进行加 工时，还会受到其在轴向方向的载荷，其大小为 ,S,Fsin45,0.72KN(4.12) 5、考虑到工作台的摩擦阻力，可以得到丝杠轴受到的最大动载荷为 F,F，f，S，P,5.3，0.1，0.72，2.15,3.4KN(4.13) maxm1 f,0.1其中摩擦系数; 6、设丝杠在加速时的时间比为10%，受加工反作用力的时间比为70%， 故丝杠受的平均动载荷为 (4.14) F,F，f，0.1P，0.7S,1.249KNbmm1 因为滚珠丝杠需要正反转换向，在滚珠丝杠换向时，易因反向间隙造成回转误差，影响运动的准确性，所以也需要对滚珠螺母进行预压，消减回转误差。 23 运城学院学士学位论文 则预压力大小为 Fbm (4.15) P,,396N2.8 在预压力负载下滚珠丝杠的轴向负载为 (4.16) F,F，P,1504Nabm 预期寿命校核 1、假设机床每天工作12小时，一年工作350天，额定工作年限为20年，其中2级工作 台的使用时间比为90%，则预期寿命为 (4.17) L,0.9，12，20，350,75600hh 2、之前滚珠丝杠的轴向尺寸已经确定大于1600mm，对于这个长度的滚珠丝杠导程一般 ,L,10mm都大于10mm，故取导程为。 3、在机床工作时，并联杆的运动存在快速移动和慢速走刀两种方式，其中设快速运动的 速度，时间比为20%;慢速走刀的速度为，所占时间比为V,30mminV,0.5mmin12 80%。 因此，丝杠的平均伸缩速度为 (4.18) V,0.2V，0.8V,6.4mmin12 ,L,10mm以导程为，计算滚珠丝杠的平均回转速度为 3V，10n,,640rmin (4.19) av,L 由寿命计算公式《机床设计手册》知 6,C103 (4.20) L,()hnF60ava 代入数据得 11L75600h33,C,F(，60n),1570，(，60，640),22397N (4.21) aav661010 ,C为动负载，应该满足条件 ,C,C (4.22) C为额定动负载 [10]根据工作条件，查看《机械设计手册》选取丝杠:FDV-2-50-10B3型滚珠丝杠，丝杠的总长度为2090mm，螺纹副部分的长度为1900mm。 24 第4章 串联工作台的结构设计 表4-1 FDV-2-50-10B3的主要参数(默认单位mm) 公称外径 导程 PCD 珠径 根径 刚性K ph 50 10 51.4 6.35 44.91 255 螺母直径 螺母长度 法兰直径 法拉厚度 动负载C(N) 静负载Co(N) 78 258 110 18 83940 26505 满足条件: ,, (4.23) C,Cp,phh 故选择的滚珠丝杠符合要求。 4.1.4电机的选择 由之前滚珠丝杠的校核结构结果知:滚珠丝杠导程L=10mm，得滚珠丝杠的最大转速为 3V，101n,,3000rmin (4.24) maxL 丝杠扭矩的计算: 在此工作台中，丝杠为顺序切削，即转换旋转运动为直线运动，由计算公式得丝杠旋转的最大扭矩为: F，L3400，10maxT,,,6013N,mm (4.25) max,,,22，0.9 式中: ——转动的机械效率，取值为0.9 , F——丝杠的最大轴向负载，N max 查看《机械设计手册》，保证电机的输出的额定转矩和转速大于丝杠所需要的值，保 [11]证丝杠的运转。选取MDMA-1.5KW-中惯量交流伺服电机，电机的额定转矩为4.8N,mm，最大转矩为14.4N,mm，额定转速为，最高转速为，都2000rmin3000rmin符合要求。 4.1.5滚珠丝杠轴承的选用和校核 第一级工作台的滚珠丝杠，长度为2090mm，其中螺纹副的长度为1900mm，额定的驱动距离为1600mm，最大驱动距离为1640mm。 丝杠的长度较长，而且丝杠主要承受的载荷为轴向载荷，所以丝杠采用一端固定，一端支撑的方式。固定端为两个背对背的圆锥滚子轴承，支撑端为为一对深沟球轴承。圆锥滚子轴承选择32010，内径为50mm，外径80mm，厚度为20mm;深沟球轴承选择6208，内径为40mm，外径80mm，厚度为18mm。 25 运城学院学士学位论文 丝杠轴承主要承担丝杠自身的重量和丝杠工作时的轴向负载，丝杠的重量为32kg，丝杠承受的最大轴向负载为3400N。 因为滚珠丝杠的支撑端和固定端承受的竖直载荷一样，但是固定端还要承受轴向载 [13]荷，因此固定端的两个圆锥滚珠轴承是危险端，需要校核，如图4-3所示。 图4-3丝杠轴的轴承受力图 由于两端的轴承到丝杠重心的距离基本上一样，所以两个轴承承受的重力载荷基本一致。 (4.26) F，F,0.5mg,160N12 假设两个圆锥滚子轴承的径向载荷一致，则 (4.27) F,F,80N12 根据之前对丝杠的受力分析，得丝杠的最大轴向载荷为 F,F，f，S，P,0.53，0.72，2.15,3400N(4.28)maxm1 受力情况，如图4-3所示 首先计算轴的轴向力，查表得，轴承1、2的内部轴向力分别为 (4.29) S,0.28F,0.28，80,22.4N11 (4.30) S,0.28F,0.28，80,22.4N22 方向如图4-3所示。 因为和S的方向一致，则 S2 (4.31) S，S,3400，22.4,3422.4N2 显然，，因此轴有向右移的趋势，但是受到力平衡不能移动，故两个轴承S，S,S21 的轴向力分别为 F,S，S,3422.4N(4.32)32 (4.33) F,22.4N4 26 第4章 串联工作台的结构设计 因此只需要校核轴承1，因为轴承1受到的径向力比轴向力小很多，所以必须考虑当量两个方向的当量载荷，即 (4.34) X,0.4Y,1.4 故当量动载荷为 (4.35) P,f(XF，YF),1，(0.4，80，1.4，3422.4),1075N1d13 (4.36) P,f(XF，YF),1，(0.4，80，1.4，22.4),63.36N2d2a2 ，所以只计算轴承1寿命 因P,P12 寿命校核: [10]轴承由机械设计手册查得:额定动载荷，，要求轴承使用C,76.8KNn,640rmin寿命大于72000h，轴承寿命为 10610C,f63 (4.37) L,(),1.6，10hhnP,f1 f——温度系数，取为0.95 ——载荷系数，取为2.5 f1 显然该轴承满足要求。 4.1.6工作台主板的尺寸 工作台主板上要铺设导轨和滚珠丝杠，根据之前选取的导轨和滚珠丝杠的尺寸，确定 [10]主板的主要尺寸，如图4-4: 图4-4工作台主板尺寸 4.2第二级工作台的设计 第二级工作台直接连接在机架上，通过线性移动来带动整个并联工作台移动;其运动方向平行于螺旋桨的径向，运动尺寸要保证主轴可以加工桨叶的整个径向尺寸。 和第一级工作台的结构一样，设计一根滚珠丝杠和两根导轨，导轨起支撑作用，丝杠为驱动轴，可以起到一定的支撑作用。 27 运城学院学士学位论文 4.2.1主要参数 设加工螺旋桨的直径为4.5m，考虑轮毂的尺寸，其桨叶的径向长度为最大可能为 2.2m，因此设定工作台的移动距离 (4.38) L,2200mm 并联工作台和第一级工作台设计完毕，其总质量约为1152kg，主轴加工时受到的最 ,45大反作用力为1000N，主轴倾角额定值为，故工作台要承受的最大竖直力为 P,mg，F,12520N (4.39) 工作台受到的最大水平力为 ,P,Fsin45,707N (4.40) 方向在水平范围内任意。 4.2.2导轨的选择 工作台既要能正放于机架上表面，也要能倒挂在机架的下表面。为了使上下工作台结构一致，选用导轨的负载能力要在4个主要方向上相近，或一致。 [10]组合考虑各种因素，选取HGW65HA型导轨，安装方式为双导轨，4滑块模式。 考虑第一级工作台的宽度，导轨的长度为 L,2900mm (4.41) HG线性导轨属于滚动滑轨，具备4个方向等负载及自动调心能力，可以满足导轨正放和倒挂放置的要求。 HGW65HA导轨的基本静额定负载为324kN，基本动额定负载为163kN。 对导轨的动负载进行分析:导轨承受的最大竖直力为11.62kN，考虑第一级工作台和 2整个并联平台的加速度，设加速度为。 5ms 图4-5导轨受力分析 如图4-5所示，受第一级水平加速度的影响，水平受力为 (4.42)F,ma,430，5,2.15KN1 28 第4章 串联工作台的结构设计 所以最大动负载为 22P,P，F,13KN(4.43) max1 对于动负载还需要进行寿命校核。 寿命校核: ffC36htL,()，50,1.7，10km(4.44) fPwc 寿命，km 式中:L——额定 ——硬度系数，取为1 fh ——温度系数，取为0.92 ft ——负载系数，取为1.5 fw ——工作负载，为的一半，2.4KN PPcmax 设导轨的速度一直是最大速度50m/min，则导轨的额定寿命为 363L，101.7，10，105L,,,5.6，10h (4.45) hV，6050，60 额定寿命校核: 设机床的运动时间为一天20小时，导轨的时间比为90%，机床一年工作350天，工作时间为20年，则: ,5 (4.46) L,20，0.9，350，20,1.26，10hh , (4.47) LL,hh 所以，导轨符合设计要求。 4.2.3滚珠丝杠的选择与校核 滚珠丝杠是工作台的驱动轴，同时也能起到一定支撑作用。属于机床的核心部件，不易更换，应该保证较高的安全系数。 分析丝杠的工作条件: 1、已知工作台的行程为2200mm，考虑到滚珠螺母的尺寸，滚珠丝杠的尺寸应该大于 2400mm; 2、将之前设计的工作台在pro/e里面仿真，初步计算出其质量为1125kg;另外主轴的最 大反作用力为1kN，考虑重力和主轴反向作用力的方向，其最大的合力在下工作台， 大小为 (4.48) F,mg，1,11.26KN1 方向竖直朝下 23、设工作台的最大加速，则在平台加速运动时，还将产生一个很大的轴向负载: 5ms 29 运城学院学士学位论文 (4.49)P,ma,5.75KN1 ,454、由于主轴的反向作用力方向可以与水平面有的倾角，所以滚珠丝杠在机床进行加 工时，还会受到其在轴向方向的载荷。 其大小为: ,S,Fsin45,0.72KN (4.50) 5、考虑到工作台的摩擦阻力，可以得到丝杠轴受到的最大动载荷为 (4.51) F,F，f，S，P,1.126，0.72，5.75,7.596KNmaxm1 f,0.1其中摩擦系数; 6、设丝杠在加速时的时间比为10%，受加工反作用力的时间比为70%，故丝杠受的平均 动载荷为 (4.52) F,F，f，0.1P，0.7S,2.2KNamm1 因为滚珠丝杠需要正反转换向，在滚珠丝杠换向时，易因反向间隙造成回转误差，影响运动的准确性，所以需要对滚珠螺母进行预压。可以采用和并联轴一样的过的钢珠预压方式，消减回转误差。 预压力为 Fam (4.53) P,,0.786KN2.8 在预压力负载下滚珠丝杠的轴向负载为 (4.54) F,F，P,2.985KNaam 预期寿命校核: 1、机床每天工作12小时，一年工作350天，额定工作年限为20年，其中工作台的使用 时间比为90%，则预期寿命为: (4.55) L,0.9，12，20，350,75600hh 2、滚珠丝杠的轴向尺寸已经确定大于2200mm，对于这个长度的滚珠丝杠导程一般都大 ,L,10mm于10mm，故取导程。 3、在机床工作时，工作台的运动存在快速移动和慢速走刀两种方式，设快速运动的速度 为，时间比为20%;慢速走刀的速度为，所占时间比为V,30mminV,0.5mmin12 80%。因此，丝杠的平均伸缩速度为 (4.56) V,0.2V，0.8V,6.4mmin12 ,L,10mm以导程为，计算滚珠丝杠的平均回转速度为 30 第4章 串联工作台的结构设计 3V，10n,,640rmin (4.57) av,L [10]由寿命计算公式知 6,C103 (4.58) L,()hnF60ava 代入数据得 11L75600h33,C,F(，60n),2985，(，60，640),42582N (4.59) aav661010 ,为动负载，应该满足条件 C , (4.60) C,C C为额定动负载 [21]根据工作条件，查看《现代机械设计手册》选取丝杠:FDV-2-63-10B3型滚珠丝杠， 丝杠的总长度为2800mm，螺纹副部分的长度为2550mm。 表4-2 丝杠主要参数(默认单位mm) 公称外径 导程 PCD 珠径 根径 刚性K(kgf/um) ph 63 10 54.4 6.35 57.91 305 螺母直径 螺母长度 法兰直径 法拉厚度 动负载C(N) 静负载(N) 90 258 132 20 92580 33556 满足条件: ,,L,LC,C; (4.61) 故选择的滚珠丝杠符合要求。 4.2.4电机的选择 由之前滚珠丝杠的校核结构结果知:导程为10mm,快速移动速度为30m/s，得滚珠丝 杠的最大转速为: 3V，10n,,3000rmin (4.62) maxL 丝杠扭矩的计算，丝杠为顺序切削，即转换旋转运动为直线运动，由计算公式得: F，L7.596，10maxT,,,13.439N,mm (4.63) max,,,22，0.9 式中: ——转动的机械效率，取值为0.9 , F——丝杠的最大轴向负载，N max N,m——丝杠旋转的最大扭矩， Tmax 31 运城学院学士学位论文 查看《机械设计手册》，保证电机的输出的额定转矩和转速大于丝杠所需要的值，保 [11]证丝杠的运转。选取MDMA-3KW-中惯量交流伺服电机，电机的额定转矩为，14KN,mm最大转矩为，额定转速为，最高转速为，都符合要求。 43.10KN,mm2000rmin3000rmin4.2.5滚珠丝杠轴承的选用和校核 第一级工作台的滚珠丝杠，长度为2800mm，其中螺纹副的长度为2550mm，额定的驱动距离为2200mm，最大驱动距离为2250mm。 丝杠的长度较长，而且丝杠的主要承受的载荷为轴向，所以丝杠采用一端固定，一端支撑的方式。固定端为两个背对背的圆锥滚珠轴承，支撑端为为一对深沟球轴承。 圆锥滚子轴承为:32210，内径为50mm，外径90mm，轴向厚度为25mm; 深沟球轴承为:6210，内径为50mm，外径90mm，轴向厚度为20mm。 丝杠轴的轴承主要承担丝杠自身的重量和丝杠工作时的轴向负载。丝杠的重量为59.6kg，按60kg计算起重力为600N。 因为，滚珠丝杠的支撑端和固定端承受的竖直载荷一样，但是固定端还要承受比竖直载荷大的多的轴向载荷，因此固定端的两个圆锥滚珠轴承时危险端，需要校核。 由于两端的轴承到丝杠的距离基本上一样，所以两个轴承承受的重力载荷基本一致，如图4-6所示。 (4.64) F，F,0.5mg,300N12 假设两个轴承的径向载荷一致，则 (4.65) F,F,150N12 丝杠轴受到的最大轴向载荷为 (4.66) F,F，f，S，P,1.126，0.72，5.75,7.596KNmaxm1 f,0.1其中摩擦系数; 图4-6轴承受力分析 首先计算轴的轴向力，查表得，轴承1、2的内部轴向力分别为 (4.67) S,0.28F,0.28，150,42N11 32 第4章 串联工作台的结构设计 (4.68) S,0.28F,0.28，150,42N22 因为和的方向一致，则 SS2 (4.69) S，S,7596，42,7638N2 显然，，因此轴有向右移的趋势，但是受到力平衡不能移动，故两个轴承S，S,S21 的轴向力分别为 F,S，S,7638N(4.70)32 (4.71) F,42N4 因此只需要校核轴承1，因为轴承1受到的径向力远远小于轴向力，所以不考虑径向的负载。 即 (4.72) X,0.4Y,1.4 故当量动载荷为 (4.73) P,f(XF，YF),1，(0.4，95.5，1.4，1451),2070N1d1a1 (4.74) P,f(XF，YF),1，(0.4，95.5，1.4，85),157.2N2d2a2 因，所以只计算轴承1寿命 P,P12 寿命校核: 轴承由《机械设计手册》查得:额定动载荷C,112KN，，要求轴承使n,640rmin用寿命大于72000h。 故轴承寿命为: 610C,f35 (4.75) L,(),2941，239,8.614，10hh60nP,f1 f——温度系数，取为0.95 ——载荷系数，取为2.5 f1 故此轴承满足设计要求，进而其他轴承也符合要求。 4.3 本章小结 通过对直线导轨、滚珠丝杠、轴承和电机的选型和校核，确定了2维工作台的具体尺寸，进而完成了工作台的设计，如图4-7所示。 对设计的二维工作台用PROE软件进行仿真，根据仿真验证出平动工作台的主要参数见表4-3。 33 运城学院学士学位论文 图4-7 二维工作台 表4-3 二维工作台的主要参数 1级工作台的移动范围 1600mm 2级工作台的移动范围 2250mm 最大加速度 0.5g 快速移动速度 30m/s 工作台整体尺寸 3000mm-2160mm 结合之前并联工作台的设计，完成了对整个主轴装夹机构的设计，如图4-8所示。 图4-8主轴装夹机构设计 34 结论 结 论 本论文主要针对大型螺旋桨(直径大于4m)的结构、加工特点，设计了一种能够同时加工两个自由曲面的双面加工铣床的结构部分。铣床可以通过一次装夹，完成对螺旋桨所有桨叶的机械加工。 主要成果:完成了机床的工作原理和总体方案设计，确定了机床主要部件的基本结构和机床的整体布局;并且在此基础上完成了主轴装夹机构的具体设计，其由一个二维平动工作台和一个3轴并联工作台组成，能够做5个自由度的运动，可以实现对螺旋桨桨叶自由曲面的加工。 仿真，通过仿真对设计进行另外，在设计过程中，使用pore软件对机床进行了3维 了验证和优化。 本论文基本达到了预期的目的，完成了铣床结构设计的主要部分，因为之前没有这种机床，所以在工作原理和整体布局方面做了很多分析，另外由于经验较少，在结构设计中还有一定缺陷。 论文研究的不足之处:由于之前没有这种机床，本论文只是对螺旋桨双面加工铣床进行了结构设计，且是根据理论分析得到的，需要通过具体的试验来修正或验证。同时由于个人能力和经验有限，不涉及对螺旋桨双面加工铣床的电路控制部分进行设计。 35 运城学院学士学位论文 参考文献 [1] 杨延峰. 船用螺旋桨曲面造型及五轴数控加工刀位规划[D]. 大连: 大连理工大学.2005. 并联机床的发展现状和展望[J]. 机电工程, 2001, 8(1): 74-78. 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