FBC160型落地式銑鏜加工中心Y軸雙驅設計

趙旭靖 張 錚

（中捷機床有限公司 110142）

0 前言

隨著制造業的不斷發展和進步，對于機床性能的要求與日俱進，尤其是近年來國外機床企業對中國市場的不斷投入，使得機床市場競爭愈加激烈，機床市場已逐漸從賣方市場轉向了買方市場，用戶對于機床精度、效率、可靠性要求愈加理性，原有的機床結構已不能滿足要求。本文主要闡述新型高速落地銑鏜加工中心的Y軸驅動結構的設計及計算。為提高機床的整體性能，Y軸采用了雙絲杠雙電機驅動結構。通過此結構的應用，取消了原有的主軸箱平衡重錘，有效減輕了X軸移動部件的重量，充分提高了X軸的動態特性。于此同時，Y軸雙驅動結構的使用，可通過對前后兩根絲杠驅動力的調整，實現對由于滑枕移動造成的主軸箱重心偏移而產生的Z軸移動幾何精度偏差的補償。

1 結構設計

在移動部件驅動的過程中，驅動點越趨近于質心其驅動效果越佳，否則，在驅動過程中將產生有害分力，尤其在機床快速移動的過程中極易產生振動，并對機床精度產生負面影響，因此，在驅動設計的過程中應遵循質心驅動原則，但在由于此機床帶有可移動的滑枕，因此，滑枕在運動到不同位置時，其Y軸的拖動質心隨之偏移。為提高機床的運行精度及穩定性，因此，采用雙驅結構。在滑枕移動的過程中通過對前后絲杠驅動力的調整，實現模擬質心驅動，以提高驅動效率及精度。

1.1 總體布局設計

Y軸雙絲杠的使用不僅僅是為提高Y軸的驅動力，同時另一個重要的原因是為解決主軸箱由于滑枕的移動產生的重心偏移，對滑枕移動精度的影響，為充分發揮前后絲杠對主軸箱重心的調整作用，將絲杠布置于立柱兩導軌的外側，同時前后絲杠各配以光柵尺，實現對Y軸位置的檢測。

1.2 單側絲杠結構設計

絲杠的上下端通過滾動軸承經由絲杠座與立柱固定，絲母通過與主軸箱分體式的絲母座與其連接，絲杠的上端通過減速機與驅動電機連接，從而實現高速連接；為提高絲杠驅動是的精度，絲杠的上端軸承采用的是INA的ZARF60150LTN型號的滾針/推力圓柱滾子軸承組合軸承，該軸承起到對整個絲桿及驅動部件的支撐作用，而絲杠下端采用的是INA ZKLN60110.2Z型號的推力角接觸球軸承，其主要作用是起到對絲桿實現預拉伸的作用，以提高絲杠的運行精度。

2 傳動設計

2.1 根據加工需求，擬定主要參數：

2.2 絲杠及減速機預選

Y軸由兩個伺服電機提供進給動力，并通過減速機帶動絲杠旋轉。Y軸電機和絲杠固定在立柱上，絲杠帶動托板上下運動。運動部分主要由托板、滑枕、鏜桿組成，在此形成的摩擦沒有給出,只做粗略估計。

2.3 確定Y軸絲杠承受負載的最大值

絲杠負載可能出現極大值的工況：

2.3.1 托板勻速或靜止，滑枕和鏜桿伸出，并承受進給力10000N

系統受力如上圖1所示，根據系統受力平衡條件ΣF = 0及力矩平衡條件ΣMA = 0

式中：

FA——左側絲杠受力

FB——右側絲杠受力

FF——進給力

m滑枕——滑枕質量

m托板——托板質量

g——重力加速度9.81m/s2

考慮到FF的方向可能跟FA相同，也可能相反

2.3.1.1 取 FF= 10000N、m滑枕= 3900kg、m托板= 1750kg，代入（1）、（2）式得

FA=63689.1N

FB= 1737.4N

2.3.1.2 取 FF=–10000N、m滑枕=3900kg、m托板= 1750kg，代入（1）、（2）式得

FA= 8731 N

FB= 36743.5 N

2.3.2 托板勻速或靜止，滑枕伸出，鏜桿縮回，并承受最大的進給力25000N

系統受力如圖2所示（忽略鏜桿縮回對滑枕重心的影響）

根據系統受力平衡條件ΣF=0及力矩平衡條件ΣMA= 0

2.3.2.1 取 FF= 25000N、m滑枕= 3900kg、m托板= 1750kg，代入（3）、（4）式得

FA= 88241.1 N

FB= –7814.6 N

2.3.2.2 取 FF=–25000N、m滑枕=3900kg、m托板= 1750kg，代入（3）、（4）式得

FA=–15821.3N

FB=46247.8N

2.3.3 托板勻速或靜止，滑枕和鏜桿縮回，并承受最大的進給力25000N

系統受力如圖3所示，根據系統受力平衡條件ΣF =0及力矩平衡條件ΣMA=0

2.3.3.1 取 FF= 25000N、m滑枕= 3900kg、m托板= 1750kg，代入（5）、（6）式得

FA=36322 N

FB= 44104 N

2.3.3.2 取 FF=–25000N、m滑枕= 3900kg、m托板= 1750kg，代入（5）、（6）式得

2.3.4 滑枕伸出，托板及滑枕加速啟動

系統受力如圖4所示，根據系統受力平衡條件ΣF = 0 及力矩平衡條件ΣMA=0

2.3.5 滑枕縮回，托板及滑枕加速啟動

系統受力如圖5所示，根據系統受力平衡條件ΣF=0及力矩平衡條件ΣMA= 0

將 m滑枕= 3900kg、m托板= 1750kg，代入（9）、（10）式得

根據上述各個工況下絲杠的受力情況，以F=88241.1 N作為絲杠負載的最大值來選擇絲杠及電機.

圖1

圖2

圖3

圖4

圖5

2.4 轉動慣量計算

絲杠慣量JZ= 0.15296 kg m2

托板、滑枕等移動部件折算到絲杠上的等效轉動慣量

J1=F×(s/2π)2/a=88241.1×(0.02/2π)2/2=0.4475kg m2

移動部件和絲杠的慣量折算到電機端的慣量JT

JT=(JZ+J1)/i2=(0.15296+0.4475)/42=0.03753kg m2

2.5 預選電機

電機型號：1FT61326SF71

額定轉速：3000 r/min

額定扭矩：M = 90 Nm

轉動慣量：JM= 0.0430 kgm2

負載慣量 JT=0.03753kgm2＜電機慣量JM=0.0430 kgm2

2.6 扭矩計算

根據4.1計算可以確定，在Y軸正向重切時電機所需的驅動力矩最大，以F=88241.1 N作為絲杠負載的最大值來選擇進行驅動力矩計算，絲杠負載扭矩取安全系數1.1，因此折算到電機端的驅動力矩

所以電機滿足要求。

2.7 快速移動計算

達到快速移動時所需電機轉速

2.8 滾珠絲杠的校核

選用SHUTON公司的精密滾珠絲杠，標準公差等級5級精度，導程dp=20mm，總長L=4848mm

2.8.1 熱抗位移的計數測量(確定螺紋軸的預壓力)

絲杠受熱膨脹的長度變化△LT=lap×α×△t

式中：△LT-絲杠軸向伸縮量(mm)

2.8.2 臨界轉速的校核

臨界轉速定義為：絲杠自開始轉動，到因振動頻率與絲杠本身頻率相互產生共振狀態時的旋轉速度。

Ccr：為避免進入共振頻率影響區的安全系數。Ccr≤0.8

LNcr：極限速度的計算長度。LNcr=4600mm

λ：兩端支撐類型的功能系數。按兩端固定的支撐條件，取λ=4.73

絲杠最快轉速為N=v/dp=15000/20=750rpm＜Ncr

所以可以滿足要求。

3 結束語

Y軸雙驅結構的成功應用，有效提升了Y軸的驅動能力，使重錘平衡裝置得以取消，使X軸的驅動質量大大降低，充分提高了Y軸及X軸的動態特性。于此同時，由于滑枕的移動產生的重型偏移問題得到了有效的解決，使機床Z軸的運動精度顯著提升。通過電氣系統的雙驅調試，使得此機械結構的優勢得到了充分的發揮，樣機運行穩定，各項參數指標均超過了原有的單驅結構，該機床于2008年參加了北京CCMT，并獲得了春燕獎。而且，此技術已成功應用于多款同類機床，并取得了顯著效果，對機床驅動技術的提升奠定了堅實的基礎。

[1] 李洪主編.實用機床設計手冊[M].沈陽:遼寧科學技術出版社,1999.1

[2] 戴曙主編.金屬切削機床設計[M].北京:機械工業出版社,1981

[3] 成大先主編.機械設計手冊[M].北京:化學工業出版社,2004.1