【正文】 在加工設備方面起步早、發(fā)展充分，也注重高性能加工設備的研發(fā)，各國競 相發(fā)展機電一體化、高精、高效、高自動化先進機床，以加強工業(yè)和國民 經(jīng)濟的發(fā)展。 也正因為此，這些國家成為向 高性能 潛艇 、 螺旋槳發(fā)動機、先進船舶等提 供高性能、 高質量的螺旋槳產(chǎn)品。這標志著國內(nèi)數(shù)控機床已進入快速發(fā)展的時期。 的發(fā)展趨勢 隨著制造加工水平和設計水平的提高，機床的加工精度和速度越來越高，機床的種類也越來越多。 3）環(huán)境適應性強：便于可重組和模塊化設計，且可 構成形式多樣的布局和自由度組合。 因此，并聯(lián)結構在機床上的采用可以看作是機床行業(yè)的一種趨勢。圍繞以上目的，把主要研究內(nèi)容分為： 研究并確定雙面銑床的加工方式， 確定銑床的自由度結構類型，螺旋槳裝夾方式等 。 運城學院學士學位論文 4 第 2章 機床的整體結構設計 為了確定機床的整體方案，首 先要了解和分析大型螺旋槳的結構和加工特點。 單面加工時，受應力彎曲 加工應力加工應力雙面加工，加工應力可以相互抵消 圖 21 虎螺旋槳槳葉受力分析 螺旋槳的上下面都是自由曲面、形狀復雜，傳統(tǒng)的單面加工方式，因為要正反面分別加工，需要兩次安裝和對刀， 因此，理論設計中對上下曲面所要求的位置公差很難得到保證。 上下表面分兩次加工，易因安裝、對刀誤差造成形位誤差一次裝夾，同時加工上下表面，加工質量可以提高 圖 22 單面加工和雙面加工效果比較 第 2 章 機床的整體結構設計 5 螺旋槳采用單面加工時，需要兩次走刀、兩次裝夾定位，加工耗時長，效率比較低。 方案 b：螺旋槳裝夾機構沒有平動自由度，兩個主軸裝夾機構各有 5個自由度，包括2個平動自由度和 3個回轉自由度，可以實現(xiàn)對自由曲面的加工。 另外，對于整體式的螺旋槳，如果一次裝夾就可以加工所有的槳葉，則不僅 減少了多次裝夾的時間，而且提高了槳葉之間的位置精度、提高整個螺旋槳的加工質量。 導軌的鋪設，可以使螺旋槳裝夾機構移動到寬闊的地方裝夾螺旋槳，然后再推入到加工位置，方便了螺旋槳的安放；機架采用梯形設計，既可以使機架的寬邊容納下螺旋槳，并保證螺旋槳可以旋轉；又可以使減少機架的尺寸，減小占地面積、提高了整體的剛度 。 因為機床采用立式的雙面加工方式，主軸裝夾機構既要正向放置，又要倒掛放置，因此，在設計時必須考慮到正反安裝時的受力情況，并盡量保證上下主軸裝夾機構一致，這樣既可以使機床的制造成本、維修成本降低，又可以保證上下兩套主軸加工出來的自由曲面質量一致。 在串聯(lián)工作臺設計時，要考慮并聯(lián)工作臺的結構和運動特點，在校核計算時，要注意顛覆力矩的校核，在結構設計時，既要注意給并聯(lián)工作臺留出運動空間，又要方便并聯(lián)工作臺的安裝。 圖 25 并聯(lián)工作臺的原理圖 對于球形副，因為球形鉸鏈 要保證連接的可靠性，所以轉動角度有限，不能很好的滿足并聯(lián)工作臺的要求，因此采用虎克鉸進行替代 。 如圖 27所示，具體的結構為：滾珠絲杠軸向固定，在電機的驅動下帶動滾珠螺母軸向平移，進而帶動花鍵軸伸縮。 圖 210 轉動支座 第 2 章 機床的整體結構設計 9 如圖 211所示，此零件為轉動副的軸承支座，為了保證并聯(lián)軸的安裝，采用剖分式結構。另外，因為 并聯(lián)工作臺受到的加工反向應力變化較多，受力情況復雜，要注意進行受力分析。 圖 212 螺旋槳裝夾機構 直線運動平臺，通過直線導軌和滾珠絲杠相組合的方式來實現(xiàn)，滿足螺旋槳夾緊工作臺的直線運動，使 工作臺可以到遠離機床主體的寬闊地帶安放螺旋槳，然后再帶著螺旋槳移動到工作位置，方便螺旋槳的拆卸。 機床定位機構，主要為了保證螺旋槳裝夾機構和機床主體之間的連接，保證螺旋槳安裝的位置精度。設計時，應緊緊圍繞螺旋槳加工的特點逐步展開。另外，在進行機床主體的結構設計時，要為螺旋槳裝夾機構留下位置。因而，應該從螺旋槳的結構和加工特點入手，完成并聯(lián)工作臺的設計。 圖 31 并聯(lián)桿的基本結構 因為并聯(lián)桿既要連接主軸和刀具，又要連接 2維串聯(lián)平臺，因此為了縮短并聯(lián)軸的尺寸，電機的驅動不采用最常用的聯(lián)軸器直接連接方式，改為齒輪連接。 電主軸的安裝位置動平臺虎克鉸的第二級轉動副虎克鉸的第3級轉動副，安裝在動平臺上 圖 32 粒 動平臺上各個連接件的位置 考慮到電主軸的直徑為 200mm，虎克鉸的第 3級轉動副在動平臺上所需要的安裝尺寸為 70mm，而從虎克鉸第二級轉動副到第三級轉動副的距離設定為 50mm。 因為動工作的的豎直 移動距離為 420mm，考慮到并聯(lián)桿擺動時可以提供一定的移動量，但是并聯(lián)桿和豎直方向是一直呈銳角的。 550 55070176。 這樣整個滾珠絲杠的軸向尺寸為 mmL 65050605403 ???? （ ） 圖 34 預定的絲杠軸向尺寸 運城學院學士學位論文 14 同樣 起導向和支撐作用的大套筒的軸向尺寸應該和滾珠花鍵的尺寸比較接近。其中重力的作用點始終在動平臺的幾何中心，方向沿豎直方向朝下；加工的反向作用力始終作用于動平臺的幾 何中心，方向始終垂直于動平臺。 因此 kgmmmm ???? （ ） NgmG 58 ????? （ ） 因 為不知道加工時具體的材料，加工條件的因素，根據(jù)切削力的通常值，再 考慮一定的安全系數(shù)，設最大切削方向應力 CF 為 1000N 對于下工作臺，在并聯(lián)桿伸出時，隨著并聯(lián)桿長度的增加，這條并聯(lián)桿與定平臺的角度也會變大，趨近九十度，反之則越來越小。 由受力平衡的條件知 ?sin3FFG c ?? （ ） 所以各桿的軸向載荷為 NFGF C 554s in3 ??? ? （ ） 考慮軸向力的變化 （包括并聯(lián)桿伸縮式的加速度帶來的載荷變化），取并聯(lián)軸的載荷變化系數(shù) 21?f ，則 NFfF bm 1 1 0 825 5 41 ????? （ ） 式中 bmF —— 絲杠平均負載 因為并聯(lián)桿要實現(xiàn)伸、縮兩個動作，滾珠絲杠需要正反轉換向，在滾珠絲杠換向時，易因反向間隙造成回轉誤差，影響并聯(lián)軸運動的準確性，所以需要對滾珠螺母進行預壓。 絲杠的平均伸縮速度為 m 21 mVVV ??? （ ） 運城學院學士學位論文 16 以最小導程 mmph 5, ? ，計 算滾珠絲杠的平均回轉速度為 m in19010 3 rPVnhav ???? （ ） 由壽命計算 公式 [10]知 36 )(6010aavh FCnL ?? （ ） 代入數(shù)據(jù) 得 NnLFC avha 1 3 1 6 31 9 060105 8 8 0 01 5 0 46010 316316 ???????? ）（）（ （ ） 查 ,C 為動負載，應該滿足條 件 CC?? （ ） C 為額定動負載 查看 《機床設計手冊》 ，挑選滿足條件的滾珠絲杠。 表 31 FSV326B2 的主要參 數(shù) (默認單位 mm) 公稱直徑 導程 hp PCD 滾珠直徑 根徑 剛性 K 32 6 56 螺母直徑 螺母長度 法蘭直徑 法蘭厚度 動負載 C(N) 靜負載 Co（ N） 52 70 78 12 25049 68796 滿足條件： CC?? hh pp?? （ ） 故選擇的滾珠絲杠符合要求。 第 3 章 并聯(lián)工作臺的結構設計 17 圖 36 并聯(lián)桿的軸向尺寸 圖 37 并聯(lián)桿的軸向尺寸 為了減少并聯(lián)軸的軸 向長度，用齒輪來連接滾珠絲杠和驅動電機。 則電機軸的最大轉矩為 mmNTZZT A ???? 1 9 0 321m a x ? （ ） 式中： ? —— 旋轉時的摩擦轉矩系數(shù)，設為 電機的最大轉速為 m in2 0 1 412m a xm a x rZ Znn ???? （ ） 查看電機手冊，保證電機的轉矩和轉速都不超過額定值，保證絲杠可以精準的運轉。在所有軸承連接中，滾珠絲杠的受力最大，也是最重要的零件，因此重點校核滾珠絲杠的軸承連接。 因此滾珠絲杠的軸承連接安全，進而其他 4對 軸承連接也安全，軸承校核完畢。 表 32 并聯(lián)工作臺的主要參數(shù) 主軸部件額定傾角 ?45 主軸部件最大傾角 ?65 并聯(lián)桿快速伸縮速度 min5m 動平臺外切圓半徑 mm230 定平臺外切圓半徑 mm430 額定加工深度 mm450 最大加工深度 mm490 圖 310 并聯(lián)工作臺的整體結構 第 4 章 串聯(lián)工作臺的結構設計 21 第 4章 串聯(lián)工作臺的結構設計 串聯(lián)工作臺是連接機床機架和并聯(lián)工作臺的重要部件，是主軸裝夾機構的重要組成部分，要求其有兩個平動 自由度，能帶動并聯(lián)工作臺加工一個槳葉的所有曲面；另外要求串聯(lián)工作臺既可以正放于機架上表面，也可以倒掛在機架的下表面。 圖 41 工作臺效果圖 數(shù) 螺旋槳的種類許多，但是槳葉的寬度一般都不會太大。為了使上下工作臺結構一致，縮減制造、維護成本，選用導軌的負載能力要在 4個主要方向上相近，或一致。 HGW55HA導軌的基本靜額定負載為 227kN， 基本額定動負載為 114kN。屬于機床的核心部件，不易更換，應該保證較高的安全系數(shù)。 因此，絲杠的平均伸縮速度為 m 21 mVVV ??? （ ） 以 導程 為 mmL 10, ? ， 計算滾珠絲杠的平均回轉速度為 m in64010 3 rLVn av ???? （ ） 由壽命計算 公式《 機床設計手冊》知 36 )(6010aavh FCnL ?? （ ） 代入數(shù)據(jù)得 NnLFC avha 2239764060107560015706010 316316 ???????? ）（）（ （ ） ,C 為動負載，應該滿足條件 CC?? （ ） C 為額定動負載 根據(jù)工作條件，查看《機械設計手冊》選取絲杠： FDV25010B3型滾珠絲杠 [10]，絲杠的總長度為 2090mm，螺紋副部分的長度為 1900mm。 第一級工作臺的滾珠絲杠，長度為 2090mm，其中螺紋副的長度為 1900mm，額定的驅動距離為 1600mm，最大驅動距離為 1640mm。 運城學院學士學位論文 26 絲杠 軸承主要承擔絲杠自身的重量和絲杠工作時的軸向負 載， 絲杠的重量為 32kg，絲杠承受的最大軸向負載為 3400N。 因為 2S 和 S 的方向一致，則 2 ???? （ ） 顯然， 12 SSS ?? ，因此軸有向右移的趨勢，但是受到力平衡不能移動，故兩個軸承的軸向力分別為 23 ??? （ ） ? （ ） 第 4 章 串聯(lián)工作臺的結構設計 27 因此只需要校核軸承 1，因為軸承 1受到的徑向力比軸向力小很多，所以必須考慮當量兩個方向的當量載荷，即 ?X ?Y （ ） 故當量動載荷為 NYFXFfP d 1 0 7 5) 4 2 (1)( 311 ???????? （ ） NYFXFfP ad )(1)( 222 ???????? （ ） 因 21 PP? ，所以只計算軸承 1壽命 壽命校核： 軸承由機械設計手冊查得：額定動載荷 ? ， min640 rn? [10]，要求軸承使用壽命大于 720xxh，軸承壽命為 hfP fCnL h 631016 )(10 ????? （ ） f —— 溫度系數(shù)，取為 1f —— 載荷系數(shù)，取為 顯然該軸承滿