机床滚珠丝杠传动的改进设计
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5 结 论
( 1) 通过辅助结构沿变形方向的常数量、一次量、二
次量的线性组合, 即形状变化基向量, 来模拟骨架在优化
设计过程中的结构形状, 并将形状变化基向量的加权系
数作为优化设计变量。
( 2) 以使用频宽为 5 kHz 对骨架进行了结构形状优化
设计, 对采用优化后骨架的激振器进行了频响分析, 如图
6 所示, 从曲线可以看出激振器的使用频宽上限达到了预
期的目的, 并且大大降低了激振器对被测试件附加质量
的影响。
[ 参考文献]
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[ 2] 刘强. 宽频带电动式激振器的研究[ D] . 南京: 南京航空学院,
1987.
[ 3] 夏利娟, 金咸定. MSC/Nastran 的结构优化设计方法与应用[ A] .
2001 年 MSC.Software 中国用户论文集[ C] .2001.
[4] Reymond Michael. MSC/NASTRAN User’s Manual [X]. The Mac-
Neal- Schwendler Corporation, 1991.
[ 5] Kammer, D. C.. Sensor Placement for On- Orbit Modal Identifica-
tion and Correlation of Large Space Structure [ J] . Journal of
Guidance, Control, and Dynamics, 1991,14(9).
[ 6] 周临震.激振系统的动态特性优化设计[ D] .南京: 南京航空航
天大学, 2004. ( 编辑 明 涛)
作者简介: 周临震( 1976- ) , 男, 硕士研究生, 讲师, 主要研究方向为机
械振动、测试、动态优化设计。
收稿日期: 2005- 09- 05
机床滚珠丝杠传动的改进设计
王可, 刘士阁, 王淑芳
( 沈阳工业大学 机械工程学院, 辽宁 沈阳 110023)
1 引 言
螺 杆 广 泛 用 于 石 油 化
工行业, 螺杆泵中的螺杆有
的最长达 8 m, 加工用的机
床滚珠丝杆需要 10 m, 采用
无 瞬 心 包 络 加 工 法 一 次 加
工而成, 如图 1 所示, 工作台
如图 2 运动, 整个工作台质量达 4000 kg, 需要很大的推
力, 这种情况下, 丝杠相当于细长杆, 既产生了拉伸弹性
变形又产生了扭转变形, 造成螺杆成形误差。某型号螺杆
铣床采用公称直径 φ80 mm 右旋滚动螺旋丝杠, 螺距 P=12
mm, 最大轴向力为 10000 N, 最大工作长度为 10m, 左端
皮带轮到滚珠丝杠螺母之间的丝杠受一对力偶作用而产
生扭转变形, 而工作台右侧丝杠形成拉伸关系而产生拉
伸弹性变形, 受力如图 3 所示。
2 弹性变形计算
丝杠螺距因受轴向力引起弹性变形计算如下[1]:
δ1= 4FP
πEd2
1
( 1)
d1=D0+2e- 2R; e=0.07( R- d0/2)
式中, e─偏心距; d1─丝杠内径; d0─滚珠直径, 查表得
d0=7.144 mm; F─丝杠受的轴向力; E- 丝杠材料的弹性模
量, 对于钢 E=206 GPa。
将其代入以上各式得:
R=0.52×7.144=3.71488 mm
e=0.07×( 3.71488- 7.144
2 ) =0.0100016 mm
d1=80+2×0.010016- 2×3.71488=72.5902 mm
将上边数据带入式( 1) 得:
δ1= 4×10×104×12×10-3×106
3.14×2.06×1011×( 7.26×10-2) 2 =0.14078μm
63机械工程师 2006 年第 3 期
摘 要: 某专用数控铣床加工螺杆过程中, Z 轴滚珠丝杆长达 10 m, 相当于细长杆, 既产生轴向弹性变形, 又产生了扭
转变形, 影响了螺杆加工精度, 文中分析了原方案解决此问题存在的不足, 并提出了改进措施。
关键词: 螺杆铣床; 滚珠丝杠传动; 弹性变形
中图分类号: TH122 文献标识码: A 文章编号: 1002- 2333( 2006) 03- 0063- 02
刀具
螺杆截面
图 1 钻具转子加工示意图
8
工作台运动方向
97
6
5
4
10
11 12
123
图 2 滚珠丝杠传动简图
1.机座 2.滚珠丝杠螺母 3.滚珠丝杠 4.伺服电机编码器
5.伺服电机 6.皮带轮 7.同步齿形带 8.推力球轴承
9.向心球轴承 10.工作台 11.预紧螺母 12.编码器
T
F F′
T′
图 3 丝杠未预加载前受力简图
T
R2 T′
F R1
图 4 丝杠预加载后受力简图
Me cha nica l De s ign 机 械 设 计
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64 机械工程师 2006 年第 3 期
图 7 滚动丝杠传动图
1.机座 2.电机编码器 3.伺服电机 4.同步齿形带 5.滚珠丝杠
6.右端螺母 7.平键 8.皮带轮 9.滚珠丝母 10.丝母间隙调整片
11.工作台 12.轴承端盖 13.丝杠专用轴承[2] 14.锁紧螺母
15.右端预紧螺母
6 7
工作台方向 11
12
13
14
10
9
8
15
2
3
5
4
8 9 10 1
当工作台运动到最左端:
10 m 长丝杠产生的弹性拉伸变形为:
δ10
1 =δ1
P ×10= 0.14078
12×10-3 =117.32μm
丝杠螺距受转矩引起弹性变形最终引起的结果与轴
向力一致, 其大小为:
δ2= 16TP 2
π2Gd 4
1
( 2)
T=F×D0
2 tan( λ+ρ) ; ρ=tan-1f 查表得 f=0.0025, λ=2°44′代入
上式得 ρ=tan-10.0025=8′35″
T=10000×80×10-3
2 tan( 2°44′+8′35″) =20.1 N·m
G─材料的切变模量, 对于钢取 G=83.3 GPa, 将以上各变
量值代入式( 2) 得:
δ2= 16×20.1×( 12×10-3) 2×106
3.142×8.33×1010×( 7.26×10-2) 4 =2.027×10-3 μm
10 m 长丝杠因扭转产生的的弹性变形为:
δ10
2 =δ2
P ×10= 2.027×10-3
12×10-3 ×10=1.6μm
δ10
1 =117.32μm; δ10
2 =1.6μm( 很小)
3 原解决方案
传统的办法: 为避免丝杠因弹性变形而发生轴向窜动,
采用图 2 的螺母 11 预拉伸, 由于轴向窜动影响数控机床
加工精度, 所以需施加很大的预紧力( 大于 F, 以防丝杠
受力后发生轴向窜动, 保证 R2>0) , 如 6 所示; 因扭矩产生
的弹性变形采用编码器 12。
施加工作载荷后, 丝杠受力如图 4 所示, 其结果右端
的推力轴承载荷 R1( R1=Qp+ CL
CL+CF
×F) [4] 增加, Qp 是预紧
力, CL
CL+CF
是丝杠相对刚度, 其大小与丝杠和被联接件的
材料、结构形式等因素有关, 其值在 0~1 之间变动, 左端
推力轴承 8 卸载, 即 R2( R2=R1-( 1- CL
CL+CF
) ×F) 变小, 因此
造成两端寿命大不一样, 同时增加了摩擦阻力而发热。
4 新方案
其具体结构如图 7 所示。
改进如下: 电机直接驱动丝杠螺母, 丝杠 5 固定不
动, 丝母 9 通过固定在工作台电机 3 和同步齿 形 带 4、
皮 带轮 8 带动, 做既旋转又移动运动, 皮带轮 8 通过止
口定位并用螺钉连接在丝母 9 上。丝母 9 与丝杠的间隙
通过调整丝母间隙调整片 10 的厚度, 来达到消除轴向
间隙和预紧的目的, 同时使用了接触角为 60°特殊向心
推 力 球 轴 承 [ 2] , 这 种 新 结 构 的 轴 承 比 一 般 轴 承 的 轴 向
刚度提高 2 倍, 采用轴承端盖 12、锁紧螺母 14 预紧( 预
紧力相对小, 因为轴向尺寸小, 受力后发生弹性变形, 不
致轴向窜动) , 一方面减少了轴承数量, 另一方面增加轴
向刚度; 依据丝杠工作时受的最大轴向力, 通过螺母 15
和 6 施加预加载荷, 产生拉伸弹性变形, 能够有效减少
工作时产生弹性变形的影响( 如图 6 所示) 。预拉伸时,
没有对轴承产生任何影响, 而且因预紧处无推力轴承提
高了被联接件刚度。从图 6 中可以看出, 被联接件刚度
越高, δ越小( 控制在允许范围内) , 另一方面, 由图 5 可
知, 扭转变形的影响减少, 因为作用左右支撑处扭矩变
小, 要想完全消除弹性变形的影响, 需全闭环控制系统,
而系统的设计和调试难度大, 因此在大多数情况下, 使
用具有该结构的半闭环系统, 此方案在实际中得到了成
功应用。
[ 参考文献]
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( 编辑 启 迪)
作者简介: 王可( 1957-) , 男, 博士, 教授, 主要研究方向为数控技术。
收稿日期: 2005- 09- 24
T2
T
T1
图 5 丝杠纯扭简图
丝杠
δ1′
R2
F
被联件R1
Qp
δ
变形
图 6 丝杠受力变形图
力
机 械 设 计 Me cha nica l De s ign
机床滚珠丝杠传动的改进设计.pdf
