1、精選優質文檔-傾情為你奉上數控立式銑床機械結構設計 數控機床作為一種高自動化、高柔性、高精度、高效率的機械加工設備，決定了它在現代制造業中占有越來越重要的作用。近年來，我國在中高檔數控機床關鍵技術上有了較大突破，創造出一批具有自主知識產權的研究成果。目前，在實際應用中有部分工件在加工微型孑L或銑削平面時，加工精度不高。如果我們用傳統的數控銑床對其加工，將導致加工效率低且加大設備和電力的損耗。根據這種情況，我們設計了一種小型數控立式銑床。該銑床造價大大低于傳統數控機床，還能夠滿足教學上的使用，提高學生對數控銑床的理解與認識。下文就對它的機械結構設計作一介紹。 1 機床的總體布局本機床是一臺采用立

2、式布置的小型數控銑床，機床床身尺寸(長寬高)為600 mm8OO mm1 405 1Tim，主要由(如圖1機床的結構簡圖所示)機床底座，橫向溜板，X、y、Z方向進給步進電動機，工作臺，機床床身，三相異步電動機，主軸箱以及相關的電氣系統等部分組成。機床的加工過程為：被加工零件固定于工作臺4上，能夠實現橫向、縱向的進給運動；銑刀裝夾在主軸箱8上，能夠沿立柱的上下移動，進行銑削加工。整個加工過程由PC進行控制，實現工件的自動加工。該數控銑床的主要技術參數為：最大鉆孔直徑：28 mm；最大銑削能力：平面2610 mm。；主軸箱上下移動最大行程：345 mm；工作臺工作面積：730 nln3350 n3

3、n3；工作臺最大縱向行程：450 mm；工作臺最大橫向行程：250 n3m；機床底座面積：400 ITlm680 n3n3；主軸變速范圍：8O 1 650 rmin2 機床主傳動系統及主軸組件設計21 機床主傳動系統數控銑床主傳動系統由主軸電動機、傳動系統和主軸部件等部分組成，它與普通機床主傳動系統相比結構較簡單，這是由于變速功能主要由無級變速電動機來承擔。機床主傳動為主軸的旋轉運動，負載為恒功率型，選用Y8024型號的三相異步電動機即可滿足要求。由于主軸要求的恒功率變速范圍R坤遠大于電動機的恒功率變速范圍R卻，在電動機與主軸之間串聯了一個分級變速箱，以擴大其恒功率變速范圍，滿足低速大功率切削

4、時對電動機的輸出功率要求。通過計算，變速箱的變速級數確定為2級傳動。對于降速傳動，為防止從動齒輪的直徑過大而使變速機構的徑向尺寸太大，常限制傳動副的最大傳動比i 4，并且采用“前慢后快”的原則，即前面傳動組的傳動比小些，后面的傳動組的傳動比大些。由此可確定第1級的傳動比如 一265，第2級高速檔的傳動比i。 一1，第2級低速檔i 一0 o3。小齒輪齒數分別為22、40、20，即i=0.38,i=1,i=0.33，如圖2所示。22 主軸組件主軸組件由主軸、軸承、傳動件和固定件等部分組成，如圖2所示。機床工作時，由主軸夾持著刀具直接進行表面成形運動。所以主軸組件的工作性能，對加工零件的質量和機床生

5、產率都有重要的影響。機床主軸承受的軸向載荷較大，徑向載荷稍小，精度要求不高。通過分析，機床的主軸支撐方案確定為：前軸承選用3個推力角接觸球軸承7015AC，其中前面2個軸承開口向主軸前端，接觸角為25。用以承受軸向載荷；第3個軸承開口朝里，接觸角為14。3個軸承的內外圈軸向由軸肩和箱體孔的臺階固定，以承受軸向載荷。后軸承由一對背對背的推力角接觸球軸承7010AC組成，只承受徑向載荷。3 機床伺服進給系統設計數控機床的伺服進給系統作用是接收數控系統發出的進給速度和位移指令信號，由伺服驅動電路作轉換和放大后，經伺服驅動裝置(直流、交流伺服電動機，功率步進電動機，電液脈沖電動機等)和機械傳動機構，驅

6、動機床的工作臺、主軸頭架等執行部件實現工作進給和快速運動。機床的縱向進給系統結構簡圖如圖3所示，它的基本參數為：工作臺及夾具總重力為1 000 N，工作臺縱向行程為450 mm，進給速度為1O 400mmmin，快速進給速度為V 7-15 mmin，定位精度為002300 mm。機床選擇NL2505型內循環螺紋調整預緊的雙螺母滾珠絲杠副，直徑為25mm，導程為5 mm，滾珠直徑為3969 mm，每個螺母滾珠有4列，經計算符合設計要求。機床的滾珠絲杠采用兩端軸向固定，用一對接觸角為25的7001AC型角接觸球軸承面對面組配。此種固定方法能對絲杠施加預緊力，又能通過軸承端蓋來補償絲杠的熱變形，保持

7、預緊力幾乎不變。步進電動機軸的力矩經計算，選用90BF003型步進電動機可滿足設計要求。機床主軸箱的進給系統結構簡圖如圖4所示，工作臺上下運動最大行程為345 mm，進給速度為1O到2OO mmmin，快速進給速度為 =10 mmin主傳動系統是銑床傳動系統的核心環節。傳統的銑床主傳動系統采用有級傳動方式，其計算和設計方法早已有詳細論述。隨著機床技術的發展，數控銑床和加工中心的主傳動系統已普遍采用無級傳動方式。盡管一些大型的機床設計手冊對無級傳動方式的分析計算和設計方法已有論述，也已形成一些設計原則，但機械加工對主軸無級傳動系統的要求多種多樣，隨著機床技術的發展，隨著機床產品設計越來越理性化，

8、在進行主傳動系統設計時需要對各主要技術參數和特性參數如高、低檔減速比、主軸額定轉速、功率損失等進行計算，對這些參數的相互關系和相互影響以及對結構性能的影響進行分析。而以往的技術文獻對這方面的介紹、論述較為籠統和簡單，有關結論也顯得簡單，已不能滿足分析和設計要求，因此有必要不斷地深入研究，完善主傳動計算與設計方法。筆者多年來主管多項數控銑床和加工中心產品的設計，對各種主傳動系統設計進行了較深入的分析，積累了較多的分析和設計經驗，對主傳動系統各主要設計參數和特性參數進行了推導計算和相互關系分析，得出了一些較為適用的結論，現介紹如下。1主軸無級傳動系統的特點主軸無級傳動系統主要由無級調速電機及驅動單

9、元和機械傳動機構組成。11無級調速電機及驅動主要機械特性無級調速電機具有轉速拐點，即額定轉速。其特點為：小于額定轉速的為恒扭矩范圍，大于額定轉速的為恒功率范圍，如圖1所示。額定轉速一般有500rmin、750rmin、lO00rmin、1500rmin、2000rmin等幾種，按照成本原則，通常使用較多的為1500rmin。如果直接使用額定轉速為1500rmin以上的電機而不經過機械減速，則輸出的恒功率范圍和低速扭矩較小，不能滿足很多場合下的正常使用要求。12主軸無級傳動系統中的機械傳動機構種類及特點(1)直接1：1傳動可采用電機與主軸組件直聯方式或通過同步帶傳動方式，結構簡單，易獲得高轉速，

10、但低速扭矩小，一般只適用于高速和輕切削場合。(2)直接減速或升速傳動常采用同步帶傳動方式，也可采用齒輪傳動方式，結構簡單。對于減速傳動，可擴大恒功率范圍和提高主軸扭矩，但擴大和提高程度有限，或最高轉速受到限制。對于升速傳動，可獲得高轉速，但縮小了恒功率范圍，降低了低速扭矩。(3)高低檔兩段變速傳動一般采用齒輪兩檔變速機構，可配合較為經濟的額定轉速較大的無級調速電機，既可獲得較高轉速，又可較大地拓寬恒功率范圍，提高低速扭矩，適合于要求達到較高轉速且可進行較大切削量加工的場合。(4)高、中、低檔三段變速傳動采用齒輪三檔變速機構，配合較為經濟的額定轉速較大的無級調速電機，既可獲得較高轉速，又可大大拓

11、寬恒功率范圍，大大提高低速扭矩，適合于要求達到較高轉速且可進行大切削量加工的場合，其機械性能幾乎與齒輪有級變速方式相同。但結構復雜，且由于采用齒輪多級傳動方式，最高轉速受限更大。目前這種傳動方式很少采用。從以上介紹可知，各種傳動方式各有優缺點，關鍵是根據不同的使用要求選擇不同的傳動方式。13關于高低檔兩段變速傳動方式從以上分析可以看出，采用高低檔兩段變速傳動方式，既可獲得較高轉速，又可較大的拓寬恒功率范圍，較大的提高低速扭矩，且結構要比三段變速簡單，因此是較為理想的傳動方式。特別是，出于對電控系統價格的考慮，我們經常采用額定轉速為1500rmin主軸電機。當選用額定轉速大于或等于1000rra

12、in的主軸電機，且又要求具有較大的輸出恒功率范圍、較大的主軸低速扭矩和較高的主軸轉速，則必須采用高低檔兩段變速傳動方式。同時可以看出，高低檔兩段變速傳動方式的計算和設計要比直接傳動方式復雜得多。不同的參數選擇可導致機械性能的不同，并適應于不同的使用要求。因此，導出各設計參數的計算公式，分析各參數選擇對機械性能的影響，分析參數選擇與結構設計的關系，這對于主軸無級調速系統的設計，對于如何通過計算和設計達到數控機床的預定的技術要求，實現較好的制造工藝性和性能價格比，將具有重要的意義。2 高低檔兩段變速傳動系統的計算和分析高低檔兩段變速傳動機構具有多種形式，但其分析計算是一樣的。在進行機床產品設計時，

13、一般情況下，是根據產品定位、用途、技術要求等因素，確定主電機功率及其額定轉速、主軸最高轉速、主軸最大扭矩等主要參數，再根據這些主要參數和結構要求特點，計算和確定主傳動高檔和低檔減速比，及確定其它參數和結構參數，進行結構設計。由于采用兩檔傳動方式。可能會產生在一定速度范圍內功率損失的現象，這就是所謂的功率缺口。盡可能降低功率缺口也是確定主傳動高檔和低檔減速比的主要依據之一。21高低檔減速比計算a)低檔減速比計算：1= m (1) M do其中：jl 低檔減速比M 主軸最大扭矩Mm主電機額定扭矩 傳動機構機械效率b)高檔減速比計算：，= 旦 (2)11m其中： 2 高檔減速比1 電機使用最高轉速1

14、 主軸最高轉速22主軸額定轉速計算主軸額定轉速n ：n = (3)J1其中：n 主軸額定轉速1 0d 電機額定轉速23功率損失或功率缺口計算高低檔的分界點轉速nn (4)J1在高檔轉速范圍內，主軸最大扭矩M以：M m2= i 2 M故對應于分界點轉速，主軸輸出功率處于最低狀態，最低功率Pj：經高低檔變速后，主軸機械特性如圖2所示。我們稱 為功率缺口，顯然 1，P 越小，則 越大，即功率缺口越大。24功率缺口轉速范圍計算以上算式反映了各主要技術參數的關系，對設計參數選擇、技術特性分析、結構設計和分析具有重要作用。(1)低檔減速比對機械特性的影響和減速比選擇根據式(1)，低檔減速比由主軸最大扭矩和

15、電機最大扭矩決定。主軸最大扭矩越大，則低檔減速比越大；反過來，低檔減速比越大，則主軸最大扭矩越大。同時，根據式(3)，低檔減速比越大，則主軸額定轉速越小，即恒功率范圍就越擴大。但根據式(5)、(6)、(7)，低檔減速比越大，則功率損失或功率缺口越大。所以必須綜合考慮和分析，選擇較大的低檔減速比，以保證得到較大的主軸最大扭矩和恒功率范圍，但低檔減速比又不能太大，否則功率損失太大，影響機床機械特性的程度大，達不到正常使用要求。一般選擇低檔減速比為355較為合適，具體選擇要綜合根據具體技術要求和使用要求而定。(2)高檔減速比對機械特性的影響和減速比選擇以往的技術文獻對高檔減速比的分析極少，只簡單指出

16、高檔減速比一般為1。根據式(5)、(6)、(7)，高檔減速比越大，則功率損失越小；同時根據式(3)和式(1O)，高檔減速比越大，則功率缺口轉速范圍越小。所以，高檔減速比大對機械特性是好的。但也是根據式(2)，在主軸最高轉速一定的情況下，高檔減速比越大，則電機使用最高轉速也越大。我們知道，在進行設計選擇時，不一定選擇到電機真正的最高轉速，至于選擇多大，要進行綜合分析。從以上分析可知，電機使用最高轉速越大，則對機械特性越好，但電機使用最高轉速越大，對機械結構穩定性和機械加工精度要求也越高，成本增加，經濟性降低，在一定程度上成為矛盾。所以，一般選擇高檔減速比為115，而不必限制為1。(3)功率缺口的

17、分析根據式(5)，在電機特性和主軸最高轉速確定后，最低功率與高、低檔減速比有關。選擇大的高檔減速比和小的低檔減速比，則最低功率就越大，即功率損失就越小。但從以上的分析也已知道，高檔減速比大則對機械結構穩定性和機械加工精度要求就高；低檔減速比小，則會導致主軸最大扭矩小和恒功率范圍小，影響機械特性。這是一個矛盾。我們可以加大主電機額定功率來彌補功率損失的影響，這樣又會加大成本。所以，在一般情況下，是允許功率缺口存在的，允許功率缺口的大小視具體使用要求和技術要求而定，一般為不大于12-15，特殊情況下可以大些。3結束語在進行數控銑床或加工中心的兩段變速主傳動系統設計時，必須對主要設計參數、機械特性和

18、使用要求進行綜合考慮和分析，既要實現好的機械特性和滿足使用要求，又要滿足制造工藝性和適應經濟性要求。根據筆者經驗，一般取高檔減速比為115；低高檔減速比為355；功率缺口一般為不大于12 15。對數控機床而言，機床動態特性的好壞將直接影響其加工性能。整個數控機床是一個十分復雜的結構系統，床身在整個機床的組成部分中起著支撐工件、工作臺、立柱等關鍵部件的作用。這里，以大型數控銑床床身為例，對床身的動態特性進行分析。1 床身的動態特性分析11 基本原理動態特性分析主要是指對固有頻率和主振型的分析，一般可通過無阻尼自由振動方程計算固有特性。系統的振動可以表達為各階固有振型的線性組合，其中低階固有振型要

19、比高階固有振型對系統的振動影響大，因此低階振型對系統的動態特性起決定作用，故在進行系統的振動特性的分析計算時通常取前5階。12 算例分析床身建模是在SolidWorks中完成的。床身為鑄造結構，長4 950 mm，寬1 800 mm，高680 mm。筋板厚度30 mm。對床身的動態特性分析主要是應用ANSYSWorkbench軟件。把模型導入ANSYS Workbench前，要對模型進行簡化，將尺寸較小的螺紋孔、凸臺、凹槽、倒角都忽略不計。床身的簡化模型見圖l。床身的網格劃分見圖2，網格數為52 477，單元數為25 827。筋板結構布局有井型、米型、w 型、圓型。參考其他資料，前3種以井型最

20、好，故這里只對比井型和圓型結構，見圖3。兩種筋板結構的主振型圖基本相同，見圖4。第1階振型為床頭圍繞 方向的彎曲振動，在yz平面基本沒有振動，彎曲振動的薄弱環節是床身的中部。第2階振型為繞y軸的扭轉振動，薄弱環節在橫梁的左中部。第3階振型為繞y軸的扭轉、 軸的彎曲加繞z軸的少量彎曲，薄弱環節在床身中部和橫梁中部。第4階振型為床身橫梁處繞y軸的彎曲。第5階振型為向 軸正向的彎曲加沿y軸負向遞增的彎曲，薄弱環節在橫梁處。兩種結構的出砂孔的面積是相同的，即兩種結構床身的重量是相同的。由表1可知，在重量相同的情況下，圓型結構動、靜態剛度都要比井型結構的好。2 筋板厚度對床身動態性能的影響床身的橫梁為薄

21、弱環節處，且為主要承載區。橫梁的變形在x方向最大(床身的寬度方向)。本文以床身的固有頻率大小作為衡量結構動態性能優劣的指標，討論橫梁x方向的筋板厚度對動態性能的影響。筋板厚度分別為25 mm、30 inm、35 mm時床身的固有頻率見表2。由表2可以看到。筋板厚度為25 mm時床身的固有頻率要比30 mm的高床身重量也減輕了；筋板厚度為35 mn1時床身的重量要比30 mm的高，而35 mm的前3階頻率比30 mm低后兩階頻率比3O toni的高。由e 第5 振型此我們還可以得出這樣的結論：增加筋板厚度并不一定就可以增加床身的固有頻率，所以盲目增加筋板厚度是不正確的。3 結束語通過對不同筋板床

22、身的動態分析的比較，討論不同筋板布局對機床床身動態性能的影響，并找出床身筋板布局的優選方案；另外通過對X方向筋板厚度的分析，發現在重量最輕的前提下，可使床身有較好的動態性能。這些為床身的最優化設計提供了可靠依據。在壓力波動不大時，如圖3所示b區域，雖不穩定，但不至于發生喘振。據試驗和數值模擬得出結論，只有在運行工況點離峰值點較遠(離零流量點較近)時(如圖3所示c區域內)，風機才會發生喘振。當風量降為最大風量的23左右時，將發生喘振，風壓為最大壓升的5O左右。定常模擬計算結果與試驗測量結果吻合較好，它們之間的微小偏差是由于對旋葉輪流場強烈的非定常效應造成的。3 結論采用(CFD)商用軟件對對旋風

23、機失速與喘振發生時的全流場進行數值模擬，通過數值模擬的結果，可以定性地分析不同壓力和流量下失速和喘振發生時的內流變化，其數值模擬結果與試驗結果符合較好。計算表明(CFD)數值模擬方法可以真實揭示風機內部流場的運動規律，可靠地進行風機性能預測，減少試驗次數及費用，提高風機產品性能，減少開發周期。針對復雜曲面的加工需要，目前主要存在兩大問題：(1)多軸數控銑床雖然已經取得了較大進步，但其技術含量高、成本高，超出了中小型企業經濟承受能力；(2)大量的傳統銑床加工能力有限，不能加工較為復雜的曲面。為了解決存在的問題，充分利用大量傳統立式銑床的資源，哈爾濱工業大學對傳統立式銑床進行改造，加裝6自由度并聯

24、工作臺，形成6-TPS并聯平臺型數控銑床，擴展了傳統立式銑床的加工能力。工件的加工精度很大程度上取決于銑床的各類結構參數的標定，本文的平臺型銑床的結構參數達到5O個，而且存在較強的耦合性。目前，國內外采用的并聯機床的標定方法主要有LlI9：(1)直接法，(2)開環法，(3)閉環法，(4)任意性能評估檢驗法，(5)序列法，(6)樣件法。這些標定方法主要針對于刀具裝卡在并聯機構的某一運動平臺上的一類銑床，而本文的銑切頭安裝在一活動懸臂梁上，獨立于并聯機構，主軸懸臂梁可能處于不同的位置，因而需要對該型銑床結構參數的標定及刀具的定位進行深入研究。1 6-TPS并聯平臺型數控銑床結構參數及標定方法圖1為

25、6-TPS并聯平臺型數控銑床，銑床由傳統立銑和6自由度并聯工作臺組成。改變銑切頭的位置即可實現傳統立銑加工和復雜曲面的加工。圖2是銑床的簡化結構示意圖。以一支路為例介紹如下：下平臺虎克鉸在基座坐標系0sX ysz中的坐標為( Y ： )( =1，2， ，6)，上平臺3自由度虎克鉸在上平臺坐標系o X ，yMZ中的坐標為(“ ，Y )( 一1，2， ，6)，桿長參數為 ，( 一12 ，6)，工作臺表面在上平臺坐標系中的傾斜姿態角度參數為(a， )，上平臺坐標系原點到工作臺表面的高度參數(即上平臺的厚度參數)為h銑床刀頭點在基座坐標系中的坐標為(z，。 ，)，刀具相對于該系的姿態參數為(a， )，

26、共有5O個結構參數。在文獻Elo3中，對并聯機床的結構參數進行標定時，構建各種誤差模型，引入所有的誤差源。對于6-TPS并聯平臺型銑床來說，誤差模型引入所有的誤差源存在以下問題：(1)各參數精確度不同；(2)并聯機構的鉸點位置參數同刀具的位姿參數、工作臺的厚度參數、夾刀點的高度參數之間存在耦合；(3)工作臺面的傾斜角度參數同刀具軸線的傾斜角度參數存在耦合；(4)參數的確定需要考慮多個坐標系。由于這些問題的存在，本文采用了加權分類隔離的標定方法，具體方法如下：(1)首先降低耦合性，將這些參數分類隔離成5類，依次分為：工作臺面的水平度參數；工作臺的厚度參數及刀具水平位置參數；刀頭點的高度參數；并聯

27、機構的結構參數；刀具軸線方向的傾斜角度參數。(2)分離后，對各類參數給以不同的權值(1或0)：1表示該類參數存在誤差，需要修正；0表示該類參數不存在誤差，暫定為真實值，不對標定結果產生影響。(3)分別設定并聯機構結構參數的權值為0，刀具的位姿參數權值為1，控制工作臺作程序化運動，標定出刀具的位姿參數，然后互換其權值，借助刀具的位姿參數標定并聯機構的結構參數，經過數輪標定即可完成銑床各類參數的確定。限于篇幅，本文主要介紹工作臺的厚度參數、刀具位置參數，及并聯機構的鉸點位置參數的標定工作。其他各類參數的標定方法可見參考文獻11。2 工作臺厚度參數和刀具水平位置參數標定工件的裝夾定位，需要知道工作臺

28、的厚度參數h。若該參數不精確，將會導致加工點的坐標整體上下平移，而且帶姿態加工時，會引人不確定的誤差。利用三點定面的方法可以求出工作臺面的法線矢量，進而獲取工作臺面的傾斜角度參數(a，p)口1j，利用修正后的結構參數刷新數控系統，使工作臺面能夠處于精確水平狀態，繼而進行厚度參數和刀具水平位置參數的標定。在工作臺面上加工一個輔助工藝孔，如圖3(a)所示。通過手控模塊控制測頭在工藝孔內腔壁，等高度依次相對平動3個位置，使測頭與工藝孔內壁接觸，觸發并計算出上平臺坐標系原點在基座坐標系中的位置 ，A ，A 。測頭中心到工藝孔中心的距離恒定為d=Rr和R依次為測頭和工藝孔的半徑，如圖3(b)所示。利用三

29、點定圓的原理，A ，l ，A 三個位置矢量可以確定該圓的圓心矢量C 一c ， ，該矢量的和y向分量是測頭的名義水平位置。由于加工誤差的存在，工藝孔圓心坐標A 4。， 1 與上平臺坐標系原點坐標A ， ，A 存在一個誤差Ac。故測頭中心點(即刀頭點)在基座坐標系中的位置矢量滿足c c + c (1)c是上平臺坐標系原點到工藝孔圓心的水平矢量，也是實際刀頭點與名義刀頭點在水平方向上的距離，該距離對刀具的平動加工不存在誤差。但當工作臺帶姿態加工時，將產生誤差。因此需要進行標定。上平臺厚度的標定如圖4所示，虛線測頭是名義測頭位置，以虛線測頭的軸線在基座坐標系中的投影點為圓心，RM為半徑的圓周是上平臺坐

30、標系原點運動軌跡在基座坐標系中的投影圓；(P肌，PM,)為上平臺坐標系原點在投影圓上的坐標；d為實際測頭與上平臺坐標系原點的水平距離；H 為上平臺的厚度h與測頭半徑，的和；Az為上平臺水平觸發測頭和帶姿態觸發測頭的高度差； 為由距離d產生的高度差；a和 為上平臺的傾斜方向角和傾斜角； 為工作臺面上沿(PM ，PM )到( ，f )方向上的傾斜角。參數d，RM， 和 之間的關系如圖5所示。d一(Rfsin0) + (Rjlfcos0+ lc1) (2)式中0表示矢量c與RM間的夾角，范圍為0360。cos0,一( + 尺 一fc I )(2dR】lf) (3)tanfl 一(RMtanf1)(R

31、 cos01) (4)由圖4可知(H + 一& )cosy= H (5)九 = 一一 ， (6)& 一 + dtany H (7)厚度參數標定過程如下：(1)控制上平臺水平狀態平動觸發測頭，獲取當前上平臺坐標系原點的高度z。(見圖4)；(2)控制上平臺離開測頭，注意保證上平臺坐標系原點在基座坐標系的投影落在投影圓上，在任一位置，使上平臺帶姿態運動，傾斜角度為 ，傾斜方向角a由上平臺坐標系原點的水平位置參數(尸m，尸m)和名義測頭的水平位置(c ，f )確定(P 一c ) 一 ： 一(PM 一c )M 一(8)(9)(3)姿態運動完成后，控制上平臺向上作平動，觸發測頭獲取當前上平臺坐標系原點的高

32、度： ，從而獲取上平臺的下降量Az=z。-Z。；上平臺的下降量Az與角度 之間的關系如圖6所示，(+型線)是實際測頭與名義測頭間距為0時，上平臺的下降量，由圖可知當間距為0時，下降量為一恒定值；(0型線)是兩者間距不為0時上平臺的下降量；同時可以發現若尺 ，取合適的參數，上平臺下降量呈類似余弦曲線分布下降量存在最值一0時有 = 一Hcop+tanfl(R,1+lcI)一H ；一 時有? 一 ， 一ttcosp+tanfl(RMIc1)一H ；(4)上述兩式相減得Az 一Az ： 2 Ictan? (10)從而獲取實際測頭與名義測頭之間的距離ic IIc= ( 一：)2tanfl (11)利用

33、和lc，可得上平臺的厚度參數hh一(2 一(R，+lc)-tanf1)cosfl(1一cos)一 (12)利用lc l。名義測頭的水平位置參數(c ，c )以及上平臺下降量最大時對應的上平臺坐標系原點的位置坐標P 一尸 ，尸 可以求出銑床刀頭標定后的水平位置坐標f c 一當上平臺的工作臺面傾斜角度參數、工作臺的厚度參數h標定完成后，修正數控系統。裝夾刀長為 的刀具，借助手控模塊控制上平臺水平向上運動，觸發刀頭點從而可以獲取刀頭點的高度HtI = tI，+ ，2+ h (14)式中，l，為觸發刀頭點時上平臺坐標系原點的高度；，z為上平臺的厚度參數；h 為對刀器的高度。刀具更換后，需要重新確定刀頭

34、點的高度。如更換后的刀具長度為 設新的刀頭點的高度為 ，則tI，： II，一( ，一，J ) (15)3 并聯機構參數標定當前3類參數標定完成后，可以對并聯工作臺的結構參數進行標定，設置前3類參數的權值為0視這些參數為準確值用來修正并聯機構的結構誤差。由于6根桿的桿長參數經過高精度3坐標測量儀的測量精度要遠高于所有鉸點的36個位置參數故設6個桿長參數的權值為0。鉸點36個位置參數分別是上平臺6個三自由度虎克鉸18個位置參數( 一3 )下平臺6個虎克鉸l8個位置參數( ，3 )這些參數的權值設為1。參數標定的結果需滿足下列要求：(1)確保標定后的結構參數輸入數控系統后，控制上平臺處于水平狀態時，

35、測頭在工作臺面隨意采集不共線的3個點三點確定的平面法線應該垂直于基座坐標系水平面；(2)確保水平狀態的上平臺平動觸發測頭，獲取此時測頭中心點的高度依舊等于標定前的測頭中心點高度；(3)確保在工件坐標系中可加工的工作空間范圍內，坐標系Xy，Z三個方向上距離誤差均處于允許誤差范圍內；(4)確保測頭中心點在工件坐標系中的聚點性即控制測頭相對于工件坐標系位置固定，測桿相對工件坐系帶姿態運動要求測頭位置跳動誤差在允許誤差范圍內。31 誤差建模由結構誤差造成的刀具(或測頭)實際位姿與名義位姿之間的誤差與并聯機構36個結構參數的誤差之間的關系可以表示為AE = M Es (16)式中：AE為各種測量方式下所

36、得的實際值與測量值之間的誤差向量，AE：( ，P：， ，P “， ) ，不同元素代表不同的測量方式獲取的相應誤差川可以根據需要隨意確定，理論上越多越好；S為并聯機構的結構參數誤差構成的 維誤差向量，AS一( 1， 2， ，As ) ，1 ， 42，不考慮桿長因素，則 ， 一36，故s為并聯機構36個鉸點位置誤差參數構成的結構誤差向量；M s為誤差傳遞矩陣，該矩陣中的每一元素M ( )( 一1，2， ，i； 一1。2 171)表示并聯機構的第J個結構參數對第i種測量方式的誤差傳遞系數，誤差傳遞矩陣各元素的確定可參考文獻1O。32 結構誤差向量的數值求解有了誤差傳遞矩陣 使用標準量塊進行標定利用名

37、義測量值和量塊的真實值之間的誤差，通過數值算法可以獲取結構參數的誤差向量。重新整理式(1 6)，把各種測量方式的測量誤差結果分成兩類：位置誤差P 和姿態誤差P 。同時誤差傳遞矩陣也分為位置誤差傳遞矩陣 和姿態誤差傳遞矩陣 考慮到兩者精度要求的不同需要對兩類誤差進行加權處理，協調兩者之間的比例。建立控制殘余誤差的目標函數為： op&e 一 s (17)L“ A e，J L J式中 和03, 分別為位置誤差和姿態誤差的權值矩陣。采用結構參數優化目標函數C為C D D (18)以式(18)為目標的優化公式，采用改進后的共軛梯度法，該方法的第一個搜索方向取負梯度方向，也就是最速下降法。其余各步的搜索方

38、向是將負梯度偏轉一個角度進行修正。該方法具有最速下降法的優點，而且收斂速度比最速下降法快，克服了最速下降法的鋸齒現象，并且具有二次收斂性L1 。優化函數是36元的二次函數，優化過程中需要頻繁進行求導、方程求解，數值計算非常繁瑣，本文采用了Matlab工具中的符號運算。優化過程原理圖如圖7所示。圖中g 為第k次迭代點處的梯度；d 為第k次迭代點處的共軛方向；a 為第k次迭代時的步長；g 和d 之間滿足如下三個關系等式C( )一oyo 一(12)(zXS)TG(AS)+b (zZxS)+ c (19)d ( +1一g )一0 (20)d， Gd 一0 (21)式中G為海賽(Hessian)矩陣；b

39、 為一梯度向量；c為標量。共軛梯度法判斷程序是否結束的條件是最后迭代點處梯度的模是否小于給定允許值。但當該模非常小，變量多達36個，優化時間非常長，甚至無法獲取最終優化結果。為了解決該問題，根據實際應用需要，修改條件為標定誤差的殘差是否小于給定允許值。試驗表明，該方法優化速度較快，經過多次優化，可以獲取最優結果。4 標定試驗經過上平臺水平度標定后的上下平臺鉸點的位置參數如表1所示，標定過程略。在上平臺的中心位置加工一個具有一定深度的工藝孔，利用三點定圓的原理確定測頭點(tg是刀頭點)中心水平位置，計算結果為(O300和70343 mm)，以該位置為名義圓心，確定一個半徑RM一60 mm 的圓周

40、，在該圓周上，讓上平臺帶一姿態角 一12。運動，傾斜方向角a由測頭名義位置和上平臺坐標系原點在圓周上的位置確定。上平臺在圓周上傾斜方向角以1。為步長，帶姿態依次運動并觸發測頭，采集一系列上平臺坐標系原點在基座坐標系中的位置坐標，見表2。利用極值的高度差和章動角 可以獲取測頭實際水平位置與名義水平位置之間的水平距離為19889mm。利用位置序號270處的上平臺水平位置坐標，以及名義測頭位置、測頭實際與名義位置值間的數學關系，可以計算出測頭的實際水平位置(0300和90232 mm)以及上平臺的厚度參數96525 mm，借助對刀器可以確定銑床刀具裝卡位置相對于基座坐標系的坐標為(0300，9023

41、2和961694 mm)。完成刀具參數的標定工作后，互換權值標定并聯機構的36個位置參數，采集一系列位姿點，各位姿點均相對于上平臺坐標系，數據見表3。第1類數據用于標定上平臺的水平度以及測頭中心點的高度，具體方法是采集水平工作臺上表面的若干個測量點，獲取測頭中心點在工作臺表面的高度與實際高度值的誤差。第1IX類，IIY類，IIZ類數據分別用于標定測頭中心點在上平臺坐標系中x 軸，y軸，z軸方向上的誤差，具體方法是在水平工作臺上裝卡各種長度的量塊，利用測頭測量各方向上的長度值，獲取與真實值之間的誤差。第1II類數據用于標定測桿的聚點性，具體作法是首先獲取一傾斜工作臺面的法向矢量，然后讓測頭中心點

42、在上平臺坐標系中的位置固定，測桿在進動角360。范圍內相對傾斜10。，控制測頭在上平臺坐標系z軸方向運動觸發傾斜平面，最后獲取測頭的相對位置坐標在法向矢量上的投影位置的誤差。獲取各種誤差，利用改進的共軛梯度修正法，對誤差源進行修正，修正后的殘余誤差見表3的最后一列，從表中可以看出該方法一次性即可把最大誤差一0707降至0027。表明該方法快速有效。5結束語 針對6一TPS并聯平臺型數控銑床銑切頭和銑床參數進行標定，標定后的銑床刀具相對于工件聯工作臺分離，且存在較強耦合性的特點借助于 坐標系的位置精度明顯提高，表明該方法有效。目前已運用于哈平臺型數控銑床的標定。除此之外，近年來固體潤滑也已經成為

43、摩擦學(摩擦、磨損與潤滑)領域重要的研究課題之一。固體潤滑涂層技術是指將固體物質涂或鍍于摩擦副界面，作為固體潤滑材料或固體潤滑劑，對摩擦副界面進行潤滑的方法，以降低摩擦或減少磨損。利用固體潤滑材料進行潤滑的方法稱為固體潤滑。摩擦副表面實施固體潤滑涂層處理可在高溫、高負荷、超低溫、超高真空、強氧化還原、強輻射、少油或無油潤滑的工況下使用，明顯降低摩擦因數，提高耐磨性能，既可簡化潤滑機構，延長使用壽命，同時又提高了設備的可定位精度為002300 mm。經分析計算，機床選用NL3008型內循環螺紋調整預緊的雙螺母滾珠絲杠副，滾珠絲杠采用一端軸向固定，一端游動的支承方式。固定端采用4個接觸角為25。的角接觸球軸承，2個同向、面對面安裝，加上預緊，軸向剛度和承載能力能夠達到設計要求。進給驅動電動機選用由奧托尼克斯電子(嘉興)有限公司生產的具有制動功能的步進電動機，型號為A1l0KG5913。小型數控鉆銑床的機械部分設計的研究工作包括總體布局、主傳動系統、主軸組件和進給系統設計。歸納研究成果，得出如下結論。1)總體設計采用單立柱布置方案，加工精度、生產率和自動化程度高，結構簡