雙驅(qū)動滾動支承直線進給系統(tǒng)設(shè)計與靜動校核分析-預(yù)覽頁
【正文】 計算相似，在一定的載荷下移動一定的距離，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。（1）尺寸設(shè)計在本例中，尺寸方面沒有嚴格的要求，設(shè)定工作臺尺寸為1600630220mm。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。由于沒有排放碎屑等要求，所以選用最簡單的筋板結(jié)構(gòu)，鏤空成長方體陣列，并在長方體之間用圓柱導通。底座必須保證合理的結(jié)構(gòu)布局，通過螺栓連接可以固定各個部件。具體結(jié)構(gòu)如圖所示。（1）伺服剛度KRKR=KSKt(1+Kvo)KMRM ()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。即：KM=1Ke ()A60020型伺服電機的電勢系數(shù)Ke =1 Vm ()（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。代入公式Ktmin=4AEl106=4πdi24El106 () 式中 di—絲杠底徑，等于公稱直徑減球徑。（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。故載荷僅為摩擦力。再加上在計算過程中一些被忽略的次要因素。其核心思想是：將一個連續(xù)的結(jié)構(gòu)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。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(jié)果也就與實際情況相符合。 模態(tài)分析 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(shù)，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]。 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(fù)雜的結(jié)構(gòu)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。滾珠絲杠的材料屬性如下：表31 滾珠絲杠材料屬性彈性模量/GPa泊松比密度/Kgm32007800（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。劃分網(wǎng)格后的滾珠絲杠模型如圖32所示：圖32 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(shè)置約束時，約束絲杠兩端的圓柱面為全自由度約束。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)。改進后的模型如圖36所示：圖36 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(shè)定時，需要再對絲杠施加載荷約束。本例中摩擦力Ff =441 N，絲杠直徑D=50mm，螺母直徑D=74mm，105 Pa。（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，最后發(fā)生折斷。所以在設(shè)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。 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。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310 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。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(jié)構(gòu)去除，主要考慮底座的支承部分對模態(tài)振型的影響。故設(shè)置地面為全約束面，限制3個自由度。（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317所示：圖317 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37 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318所示：圖318 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38 大壁厚底座各階模態(tài)振動頻率階數(shù)123456頻率（Hz）（3）總結(jié)對比數(shù)據(jù)很明顯顯示，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。本次畢業(yè)設(shè)計過程中，搜集、查閱了大量的國內(nèi)外的有關(guān)進給驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計計算及靜動態(tài)分析的研究性文獻。其中底座、工作臺、軸承座和螺母座為自行設(shè)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。由于時間較短，再加上精力及條件有限，本文對進給系統(tǒng)的計算設(shè)計及靜動特性分析研究取得一些成果，但仍然存在部分不足，例如工作臺和底座等的結(jié)構(gòu)均是根據(jù)結(jié)構(gòu)要求自行設(shè)計的形狀個結(jié)構(gòu)，并未結(jié)合考慮鑄造技術(shù)要求等生產(chǎn)條件限制，設(shè)計與生產(chǎn)并未完全結(jié)合，倒角等細節(jié)并未完整的設(shè)計，還需要進行近一步的深入研究。最后，感謝各位老師在日理萬機中能夠騰出寶貴時間來審核本論文的各位老師們！參考文獻[1] 宋天麟．數(shù)控機床及其使用與維修[M]．南京：東南大學出版社．2003:46[2] 黃新燕，機床數(shù)控技術(shù)及編程[M].:112[3] 戴曙. 第二講數(shù)控機床進給系統(tǒng)設(shè)計（之一）.制造技術(shù)與機床. 1994(10): 4549[4] （之二）. （11）： 4952[5] （之三）.（12）： 4750 [6] Mizuho of linear guide and ball screw stiffness[J]. Int. Journal of Precision Engineering, 1999(33): 173～177[7] Kakino Y,Matsubara A．Highacceleration feed drive system for NC machine tools[J]. Int. Journal of Precision Engineering, 2000,30(4): 63～66[8]Cheng H E, Mizuho N. The analysis and improvement of the dynamic accuracy of CNC machine tools [Dissertation][J]. National Taiwan Institute of Technology, 1993[9] 謝紅，[J].2000:14[10] 許向榮，宋現(xiàn)春，[J].:14[11] [D].:1758[12] ,西南交通大學碩士學位論文,2002:664[13] 薛東彬,基于Pro/E的滾珠絲杠參數(shù)化設(shè)計,計算機應(yīng)用技術(shù),36(9), 2009, 3132[14］安琦瑜，馮平法，郁鼎文．基于 FEM 的滾珠絲杠進給系統(tǒng)動態(tài)性能分析［J］.制造技術(shù)與機床，2006( 10) :8589[15］趙萬軍． 基于 ANSYS 的滾珠絲杠進給系統(tǒng)靜動態(tài)特性分析［J］． 機械傳動，2010，34( 5) : 6870[16］許向榮，宋現(xiàn)春，姜洪奎． 提高數(shù)控機床滾珠絲杠進給系統(tǒng)機械剛度的措施［J］． 組合機床與自動化加工技術(shù)， 2008( 11) : 14[17] 高瑩，趙宏安，董建軍． VHT 系列五軸聯(lián)動立式車銑復(fù)合加工中心的設(shè)計［J］． 組合機床與自動化加工技術(shù)，2010 ( 11) : 8082[18] 郭崇嵩，芮執(zhí)元，[J].2012:14[19] [M].:195207[20] 戴曙，金屬切削機床[M].:217236[21] 劉鴻文，材料力學[M].:290300[22] 薛風先，ANSYS機械與結(jié)構(gòu)有限元分析[M].：284296
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