《畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-立式加工中心工作臺(tái)設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-立式加工中心工作臺(tái)設(shè)計(jì)（36頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 題 目： 立式加工中心工作臺(tái)設(shè)計(jì) 姓 名： 學(xué) 號(hào)： 學(xué) 院： 機(jī)械與制造工程學(xué)院 專 業(yè)： 機(jī)械工程 年 級(jí)： 指導(dǎo)教師： 年 月 日 獨(dú)創(chuàng)性聲明 本畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）由我個(gè)人在導(dǎo)師指導(dǎo)下完成。文中引用他人研究成果的部分已在標(biāo)注中說明；其他同志對本設(shè)計(jì)（論文）的啟發(fā)和貢獻(xiàn)均已在謝辭中體現(xiàn)；其它內(nèi)容及成果為本人獨(dú)立完成。特此聲明。 論文

2、作者簽名： 日期： 關(guān)于論文使用授權(quán)的說明 本人完全了解廈門工學(xué)院有關(guān)保留、使用學(xué)位論文的規(guī)定，即：學(xué)院有權(quán)保留送交論文的印刷本、復(fù)印件和電子版本，允許論文被查閱和借閱；學(xué)院可以公布論文的全部或部分內(nèi)容，可以采用影印、縮印、數(shù)字化或其他復(fù)制手段保存論文。保密的論文在解密后應(yīng)遵守此規(guī)定。 論文作者簽名： 指導(dǎo)教師簽名： 日期： 立式加工中心工作臺(tái)設(shè)計(jì) 摘要 一個(gè)國家的加工中心發(fā)展起來了，便降低了這個(gè)國家的勞動(dòng)成本，也使得工人的工作環(huán)境得到了很大的改善，更是降低了工作強(qiáng)

3、度，因此，加工中心的發(fā)展代表的是一個(gè)國家的制造業(yè)水平，而且在原有的基礎(chǔ)上提高了勞動(dòng)生產(chǎn)率，同時(shí)也為我國成為世界第二經(jīng)濟(jì)大國做出了貢獻(xiàn)。由于我國發(fā)展太快了，舊機(jī)器以及普通的機(jī)床以及無法滿足國家當(dāng)前的需求了，接下來便是數(shù)控機(jī)床發(fā)揮主導(dǎo)地位的時(shí)刻了，數(shù)控機(jī)床的出現(xiàn)不僅增加了工件的精度和質(zhì)量，還加快了生產(chǎn)效率，體現(xiàn)了現(xiàn)代制造技術(shù)的成熟以及先進(jìn)的科學(xué)技術(shù)。近些年來，我國的數(shù)控工業(yè)也是突飛猛進(jìn)，也是我國制造業(yè)不可或缺的一部分。 本文設(shè)計(jì)的內(nèi)容為立式加工中心的直線、回轉(zhuǎn)工作臺(tái)，工作臺(tái)設(shè)計(jì)為X軸和Y軸兩個(gè)方向的直線運(yùn)動(dòng)以及一個(gè)繞Z軸的轉(zhuǎn)動(dòng)。主要內(nèi)容包括第一部分為工作臺(tái)的組成部分、進(jìn)給系統(tǒng)以及加工的基本過程，

4、第二部分是設(shè)計(jì)計(jì)算過程，也是本設(shè)計(jì)的重中之重。通過查找一些參數(shù)，來對工作臺(tái)的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行校核，最終確定工作臺(tái)的結(jié)構(gòu)尺寸。設(shè)計(jì)的最后部分是工作臺(tái)裝配圖以及零件圖的繪制，通過圖紙，更能直觀的看出工作臺(tái)的構(gòu)造，了解每個(gè)零件的結(jié)構(gòu)和大小。因此，這些設(shè)計(jì)內(nèi)容能夠體現(xiàn)整個(gè)設(shè)計(jì)過程的完整性。 關(guān)鍵詞：加工中心，直線工作臺(tái)，回轉(zhuǎn)工作臺(tái) The vertical machining center is designed in general and in the workbench Abstract The development of a country's processing center

5、reduces the labor cost of the country, improves the working environment of the workers, and reduces the work intensity. Therefore, the development of processing center represents the level of a country's manufacturing industry, and improves the labor productivity on the original basis. At the same t

6、ime, it also makes China the second largest economy in the world China has made a contribution. Due to the rapid development of our country, old machines and ordinary machine tools can not meet the current needs of the country, and then it is the time for CNC machine tools to play a leading role. Th

7、e emergence of CNC machine tools not only increases the accuracy and quality of the workpiece, but also speeds up the production efficiency, reflecting the maturity of modern manufacturing technology and advanced science and technology. In recent years, China's CNC industry is also advancing by leap

8、s and bounds, and it is also an indispensable part of China's manufacturing industry. The content of this paper is the design of vertical machining center linear, rotary table, table design for x-axis and y-axis two directions of linear motion and a rotation around z-axis. The main content includes

9、 the first part is the composition of the worktable, the feed system and the basic process of processing, the second part is the design and calculation process, which is also the top priority of this design. By searching some parameters, the calculation results of the worktable are checked, and the

10、structural size of the worktable is finally determined. The last part of the design is the drawing of workbench assembly drawing and part drawing. Through the drawing, the structure of workbench can be seen more intuitively, and the structure and size of each part can be understood. Therefore, these

11、 design contents can reflect the integrity of the whole design process. Key Words: Machining center，Straight workbench，Rotating workbench 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 引言 1 1.2 立式加工中心介紹 1 1.2.1 立式加工中心的基本組成 1 1.2.2 立式加工中心的特點(diǎn) 1 1.2.3 立式加工中心的用途 2 1.2.4 立式加工中心的主要加工對象 2 第2章 立式加工中心工作臺(tái)總體方案和總體參數(shù)的確定 3

12、 2.1 總體方案的確定 3 2.2 總體參數(shù)的確定 3 第3章 伺服進(jìn)給系統(tǒng) 5 3.1 伺服系統(tǒng)的基本要求 5 3.2 伺服系統(tǒng)的主要特點(diǎn) 5 3.3 伺服系統(tǒng)的分類 5 3.4 伺服系統(tǒng)的發(fā)展方向 6 第4章 滾珠絲杠螺母副的選型與計(jì)算 7 4.1 X軸滾珠絲杠的計(jì)算 7 4.1.1 確定滾珠絲杠副的導(dǎo)程 7 4.1.2 計(jì)算滾珠絲杠螺母副在不同速度下的轉(zhuǎn)速ni和軸向載荷Fi 7 4.1.3 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的當(dāng)量轉(zhuǎn)速nm 7 4.1.4 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的當(dāng)量載荷Fm 8 4.1.5 確定滾珠絲杠預(yù)期的額定動(dòng)載荷Cam 8 4.1.6 按精度要求選擇滾珠

13、絲杠的螺紋底徑d2m 9 4.1.7 初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號(hào) 10 4.1.8 確定滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力Fp 10 4.1.9 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的行程補(bǔ)償值 10 4.1.10 計(jì)算滾珠絲杠的預(yù)拉伸力Ft 10 4.2 滾動(dòng)軸承型號(hào)選擇 11 4.2.1 固定端軸承的選用 11 4.2.2 游動(dòng)端軸承的選用 13 4.3 滾珠絲杠的長度與校驗(yàn) 15 4.4 Y軸滾珠絲杠的計(jì)算 16 4.4.1 計(jì)算滾珠絲杠螺母副在不同速度下的轉(zhuǎn)速ni和軸向載荷Fi 16 4.4.2 確定滾珠絲杠預(yù)期的額定動(dòng)載荷Cam 17 4.4.3 初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號(hào) 1

14、7 4.4.4 確定滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力Fp 18 4.4.5 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的行程補(bǔ)償值 18 4.4.6 計(jì)算滾珠絲杠的預(yù)拉伸力Ft 18 4.5 滾動(dòng)軸承型號(hào)選擇 18 4.5.1 Y軸固定端軸承選用 18 4.5.2 游動(dòng)端軸承的選用 19 4.6 滾珠絲杠的長度與校驗(yàn) 20 4.7 回轉(zhuǎn)工作臺(tái)的設(shè)計(jì) 20 4.7.1 初選工作條件 20 4.7.2 設(shè)計(jì)直齒錐齒輪 21 4.8 聯(lián)軸器的選擇 22 4.9 電機(jī)的選擇 22 4.9.1 電機(jī)運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算 23 4.9.2 傳動(dòng)裝置的參數(shù) 23 第5章 其他零件的設(shè)計(jì)與選型 25 5.1 導(dǎo)軌概述

15、 25 5.2 導(dǎo)軌的技術(shù)要求 25 5.3 機(jī)架的選擇 25 5.4 機(jī)架材料的選擇 26 5.5 減少機(jī)床熱變形的措施 26 結(jié)論 27 參考文獻(xiàn) 28 謝辭 29 IV 立式加工中心工作臺(tái)設(shè)計(jì) 第1章 緒論 1.1 引言 隨著數(shù)控技術(shù)的快速發(fā)展，我國在這方面取得了很大的成績。數(shù)控技術(shù)也是我國數(shù)控產(chǎn)業(yè)進(jìn)步中不可或缺的一種精密、高速的加工方法。多年以來，我國也加大對數(shù)控技術(shù)的投入，成為世界上消費(fèi)加工中心最多的國家以及成為最大加工生產(chǎn)大國。我國的加工中心從改革開放開始，雖然有了很大的發(fā)展，但是技術(shù)和數(shù)量上都還遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能夠適應(yīng)我國經(jīng)濟(jì)發(fā)展的需要，直到進(jìn)入21世紀(jì)之后

16、，我國加工中心的生產(chǎn)能力和市場消費(fèi)能力迅速增長。在各個(gè)大行業(yè)擁有的加工中心中，汽車和摩托車應(yīng)用加工中心的比例較大，而我國的許多行業(yè)在消費(fèi)的加工中心中，很大一部分都是進(jìn)口來的，因?yàn)槲覈募庸ぶ行脑谠O(shè)計(jì)和功能上沒什么出彩的地方，所以大部分進(jìn)口的機(jī)床設(shè)備占據(jù)我國高端市場也就不足為怪了，這也恰恰說明了我國加工中心的市場規(guī)模以及技術(shù)手段還有很大的增長空間。 1.2 立式加工中心介紹 1.2.1 立式加工中心的基本組成 加工中心主要是由床身、工作臺(tái)、伺服電機(jī)、立柱、主軸箱、底座等組成。床身一般是采用焊接或者鑄造機(jī)架，其承受整個(gè)機(jī)床全部的重力，因此不僅要具有足夠的剛度、硬度以及較好的動(dòng)態(tài)特性，而且還需

17、要保證減震性能和結(jié)構(gòu)工藝性能，且要有利于加工與裝配等。工作臺(tái)是用來放所要加工的固定件和工件的，找一些定位元件來使精度增加。進(jìn)給伺服系統(tǒng)是機(jī)床的進(jìn)給、運(yùn)行、檢測裝置。立柱能增加機(jī)床的穩(wěn)定性以及支承主軸箱，讓主軸箱沿著垂直方向上下勻速移動(dòng)，因此立柱是加工中心的關(guān)鍵組成部分。底座是整個(gè)機(jī)床的承重部分，機(jī)床的穩(wěn)定性取決于底座的結(jié)構(gòu)特性，除了這個(gè)關(guān)鍵作用，還有底座的結(jié)構(gòu)大小也決定了立式加工中心Y軸的移動(dòng)行程。 1.2.2 立式加工中心的特點(diǎn) 立式加工中心是目前使用范圍比較廣泛的數(shù)控設(shè)備之一，在如今數(shù)控設(shè)備多種多樣的車間里，加工中心主要是用來加工的對象有既有孔系又有平面的零件、結(jié)構(gòu)形狀復(fù)雜或者外形不規(guī)

18、則的異形零件、加工精度要求較高的中小批量產(chǎn)品、周期性投產(chǎn)后批量零件。 （1）結(jié)構(gòu)簡單，操作方便。 （2）抗震性好，剛度高。 （3）占地面積小，價(jià)格便宜。 （4）視野廣泛，易于工件裝夾。 （5）熱變形小。 （6）壽命高，精度保持性好。 1.2.3 立式加工中心的用途 立式加工中心可以用來加工和制造零件，在工件一次裝夾后，可以對工件進(jìn)行多道工序的加工，而且數(shù)控系統(tǒng)能準(zhǔn)確無誤的控制機(jī)床，按照不同的工序進(jìn)行自動(dòng)選擇，同時(shí)更換已安裝好的刀具來自動(dòng)對刀等，所以立式加工中心是高速、高效和數(shù)控技術(shù)的最佳組合。近些年來，科技的發(fā)揮迅速，立式加工中心與相應(yīng)的臥式加工中心相比較，立式加工中心的結(jié)構(gòu)更

19、簡單且容易操作，加工利用程序化這一特點(diǎn)，大大縮短了生產(chǎn)周期，讓使用者能從中獲得良好的經(jīng)濟(jì)收益。 1.2.4 立式加工中心的主要加工對象 立式加工中心適用于精度要求高、需要多道工序加工、需要多種刀具經(jīng)過多次裝夾且結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜的需要多次調(diào)整才能加工完成的零件。其主要加工對象有以下幾種： （1）箱體類零件。箱體類零件一般需要進(jìn)行多工位的加工，如孔系、平面的加工；如果箱體類零件在立式加工中心上加工，能保證零件的各項(xiàng)精度高且質(zhì)量好，還能降低成本。 （2）孔系、平面的零件。端面有孔系、曲面的盤套類零件適合選用立式加工中心。 （3）加工精度要求較高的小批量零件。立式加工中心具有加工尺寸的穩(wěn)定性以

20、及精度高的優(yōu)勢，能夠確保零件的尺寸精度的準(zhǔn)確性和良好性。 （4）外形不規(guī)則零件。大多數(shù)的外形不規(guī)則零件幾乎都需要點(diǎn)、面、線加工，這種零件一般剛性較差，很難能保證零件的精度，但利用立式加工中心通過一兩次裝夾便可以完成這些零件的加工工作。 第2章 立式加工中心工作臺(tái)總體方案和總體參數(shù)的確定 2.1 總體方案的確定 （1）對XY方向工作臺(tái)的設(shè)計(jì)方案 ①工作臺(tái)工作面尺寸為450mm×900mm（寬度×長度）。定位的方式是在工作臺(tái)上設(shè)置T型槽，根據(jù)工作臺(tái)尺寸選擇T型槽尺寸和夾緊裝置的固定作用。 ②直線工作臺(tái)導(dǎo)軌采用矩形導(dǎo)軌，動(dòng)導(dǎo)軌滑動(dòng)畫面上貼聚四氟乙烯導(dǎo)軌板。導(dǎo)軌導(dǎo)向面的間隙用斜鑲條消

21、除。 ③對滾珠絲杠螺母副實(shí)行預(yù)緊，對滾珠絲杠實(shí)行預(yù)拉伸。 ④采用伺服電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。 ⑤采用膜片彈性聯(lián)軸器使?jié)L珠絲杠和伺服電動(dòng)機(jī)連接。在膜片上有沿著圓周方向均勻分布的幾個(gè)螺栓孔，膜片與兩邊的半聯(lián)軸器相連接，膜片會(huì)隨著連接兩軸存在軸向和徑向而產(chǎn)生變形。這種聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)是比較簡單的，元件之間的連接是沒有間隙的，維修也很方便，質(zhì)量也較小，也不需要潤滑，因此應(yīng)用范圍很廣。 （2）對回轉(zhuǎn)工作臺(tái)的設(shè)計(jì)方案 所設(shè)計(jì)的回轉(zhuǎn)工作臺(tái)是由蝸輪蝸桿，傳動(dòng)系統(tǒng)，間隙消除裝置等傳動(dòng)裝置組成。通過蝸桿之間的嚙合轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)蝸輪傳動(dòng)動(dòng)力。當(dāng)工作臺(tái)上裝夾零件之后，除了有較多工藝內(nèi)容要完成以及機(jī)床沿X、Y、Z三個(gè)坐標(biāo)軸的直線運(yùn)

22、動(dòng)，還要讓工作臺(tái)在圓周方向由進(jìn)給運(yùn)動(dòng)，回轉(zhuǎn)工作臺(tái)就是要讓這些運(yùn)動(dòng)都實(shí)現(xiàn)?；剞D(zhuǎn)工作臺(tái)的進(jìn)給、定位鎖緊都是由閉環(huán)光柵檢測的，運(yùn)動(dòng)則是由伺服電動(dòng)機(jī)經(jīng)過齒輪變速由渦輪蝸桿帶動(dòng)工作臺(tái)轉(zhuǎn)動(dòng)，用聯(lián)軸器將伺服電動(dòng)機(jī)上的動(dòng)力驅(qū)動(dòng)傳遞。 2.2總體參數(shù)的確定 在本次的立式加工中心工作臺(tái)設(shè)計(jì)中，工作臺(tái)是最為重要的組成部分，對于加工中心的加工性能影響取決于本次設(shè)計(jì)的優(yōu)劣性。根據(jù)所參考查閱的各種資料中，將數(shù)控銑床、數(shù)控鏜床的尺寸以及功能特性，總結(jié)并且得出了本次立式加工中心工作臺(tái)的設(shè)計(jì)尺寸，加工中心工作臺(tái)要實(shí)現(xiàn)的結(jié)果是X軸和Y軸兩個(gè)直線方向的移動(dòng)以及一個(gè)繞著Z軸方向的轉(zhuǎn)動(dòng)，因此在本次設(shè)計(jì)中，我必須要把這個(gè)功能實(shí)現(xiàn)，對

23、此設(shè)計(jì)出一個(gè)精度高，經(jīng)濟(jì)成本低，壽命長的立式加工中心工作臺(tái)，設(shè)計(jì)尺寸如下： 工作臺(tái)尺寸：900mm×450mm（長×寬） 工作臺(tái)行程X：860mm、Y：510mm、Z：560mm 主軸最大轉(zhuǎn)速8000r/min，快速移動(dòng)速度（X/Y/Z）20m/min，機(jī)床重量4500N，主軸中心線到立柱正面距離575mm，主軸端面至工作臺(tái)上平面距離150mm-700mm，刀具最大重量8KG，工作臺(tái)定位精度0.04mm，重復(fù)定位精度0.05mm。 表2-1 工作切削狀態(tài) 切削方式 進(jìn)給速度 /(m/min) 時(shí)間比例 /(%) 強(qiáng)力切削 0.6 10 一般切削（粗） 0.8

24、30 精細(xì)切削（精） 1 50 快速移動(dòng) 20 10  第3章 伺服進(jìn)給系統(tǒng) 3.1 對伺服系統(tǒng)的基本要求 （1）精度高。伺服系統(tǒng)是數(shù)控機(jī)床的重要組成部分，是數(shù)控機(jī)床的控制單元，能夠保證加工產(chǎn)品的精度。要求的定位精度以及位移精度都是比較高的，允許的誤差一般都不超過0.01mm。 （2）穩(wěn)定性好。系統(tǒng)在進(jìn)行輸入或因外界擾亂或系統(tǒng)在反復(fù)運(yùn)動(dòng)過程中，在一小會(huì)的調(diào)節(jié)整理后又能達(dá)到原來的平衡狀態(tài)且能保證輸出速度幾乎不會(huì)改變。 （3）快速響應(yīng)性好。快速響應(yīng)性是伺服系統(tǒng)的重要標(biāo)志之一，不僅要求過渡的時(shí)間短，還要求跟蹤指令信號(hào)的響應(yīng)要迅速，甚至快到小于幾十毫秒。除此之外，伺服系統(tǒng)的調(diào)

25、速范圍要廣，才能兼顧加工的工作需求。 （4）控制功率小、體積小、重量輕、可靠性好和過載能力強(qiáng)。 3.2 伺服系統(tǒng)的主要特點(diǎn) （1）有多種反饋的方法和比較原理。伺服系統(tǒng)反饋的方法不相同是根據(jù)檢測裝置實(shí)現(xiàn)信息反饋原理的不同，當(dāng)前比較常用的有相位比較、脈沖比較和幅值比較三種。 （2）高性能的伺服電機(jī)。用于高效的、復(fù)雜的型面加工數(shù)控機(jī)床，電機(jī)產(chǎn)生足夠大的加速能夠制動(dòng)力矩且運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)。 （3）高性能的寬調(diào)速系統(tǒng)。伺服系統(tǒng)內(nèi)部的實(shí)際工作過程是把位置控制輸入轉(zhuǎn)換成相應(yīng)的速度，然后給定信號(hào)，再利用調(diào)速系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)伺服電機(jī)，因此伺服系統(tǒng)的調(diào)速性能高。 3.3 伺服系統(tǒng)的分類 伺服系統(tǒng)結(jié)構(gòu)分為3種：開環(huán)系

26、統(tǒng)、閉環(huán)系統(tǒng)和半閉環(huán)系統(tǒng)。 開環(huán)系統(tǒng)：開環(huán)系統(tǒng)由執(zhí)行元件、機(jī)床和驅(qū)動(dòng)電路三部分組成。結(jié)構(gòu)簡單和成本低是開環(huán)系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)，但是快速響應(yīng)較差。 閉環(huán)系統(tǒng)：閉環(huán)系統(tǒng)不但能夠抑制外界擾動(dòng)的影響，還能大大提高系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)性能。閉環(huán)系統(tǒng)的輸出量參與了對系統(tǒng)的控制作用；定位精度高，有故障檢查和警示功能；能夠利用負(fù)反饋環(huán)節(jié)來減小或者消除誤差。但是由于閉環(huán)系統(tǒng)的精度要求高，因此也增加了系統(tǒng)的復(fù)雜性以及不穩(wěn)定性，而且因?yàn)樗Y(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度大，都要在特定的條件下進(jìn)行安裝，所以在精度要求很高的機(jī)床上才能使用它。 半閉環(huán)系統(tǒng)：半閉環(huán)控制系統(tǒng)將位置檢測元件裝在滾珠絲杠的端部或者電機(jī)上，經(jīng)過伺服電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)角，可以間接的反映

27、出移動(dòng)部件的角位移，同時(shí)還能對數(shù)控裝置的比較器進(jìn)行一個(gè)反饋，與輸入指令的差值來控制移動(dòng)部件。綜合起來說，半閉環(huán)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)裝置簡單，安裝和調(diào)試都很方便，此外還有良好的穩(wěn)定性。比起開環(huán)系統(tǒng)，半閉環(huán)系統(tǒng)有更高的精度，但是開環(huán)系統(tǒng)的位移精度要比它高，所以半閉環(huán)系統(tǒng)大部分都用在中檔型的數(shù)控機(jī)床上。 3.4 伺服系統(tǒng)的發(fā)展方向 隨著我國生產(chǎn)力的發(fā)展壯大，伺服系統(tǒng)發(fā)展方向也就明確了要向高速度和高精度發(fā)展。 （1）開發(fā)高性能、高精度且能夠進(jìn)行快速檢測的元件。 （2）為了能夠在運(yùn)動(dòng)精度和響應(yīng)速度等多個(gè)方面得到更高質(zhì)量的提升，便采用了數(shù)字化伺服系統(tǒng)，利用數(shù)字特征，增強(qiáng)了軟件的控制功能，此外，還排除了非線性

28、誤差以及溫度等多個(gè)因素的影響，這在很大程度上提高了伺服系統(tǒng)的性能，并且創(chuàng)造了許多良好條件，如最優(yōu)控制、自適應(yīng)控制等。 （3）根據(jù)用戶情況，強(qiáng)化用戶使用的伺服功能，從單純的簡單變得精簡，這也從根本上降低了伺服系統(tǒng)的成本，同時(shí)也為客戶創(chuàng)造更多的收益，利用簡易模塊化操作編程，能使客戶更加簡便快捷的使用伺服系統(tǒng)。  第4章 滾珠絲杠螺母副的選型與計(jì)算 4.1 X軸滾珠絲杠的計(jì)算 4.1.1 確定滾珠絲杠副的導(dǎo)程 Ph≥Vmaxi×nmax=201×8000=2.5mm Ph實(shí)際取10mm。 式中 Vmax----工作臺(tái)移動(dòng)的最大速度，單位為m/min； 　 i----

29、傳動(dòng)比，聯(lián)軸器傳動(dòng)比，i =1； 　 　Nmax----電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速，單位為r/min。 4.1.2計(jì)算滾珠絲杠螺母副在不同速度下的轉(zhuǎn)速ni和軸向載荷Fi ni=ViPh×103 在不同的速度下，滾珠絲杠螺母副的轉(zhuǎn)速ni為： 當(dāng)V1=0.6m/min時(shí)，n1=0.610×103=60r/min 當(dāng)V2=0.8m/min時(shí)，n1=0.810×103=80r/min 當(dāng)V3=1.0m/min時(shí)，n1=110×103=100r/min 當(dāng)V4=20m/min時(shí)，n1=2010×103=2000r/min 在

30、不同的速度下，滾珠絲杠螺母副的軸向載荷為： Fi=Pxi+μ(W1+W2+Pzi) F1=2000+0.1×4500+2000+1300=2780N; F2=1000+0.1×4500+2000+500=1500N; F3=500+0.1×4500+2000+250=1175N; F4=0+0.1×4500+2000+0=650N; 式中： μ ----工作臺(tái)動(dòng)摩擦因數(shù)為0.1； W1----工作臺(tái)重量，N； W2----工件及夾具最大重量，N。 則最大軸向載荷為2780 N。 4.1.3計(jì)算滾珠絲杠螺母副的當(dāng)量轉(zhuǎn)速nm

31、 nm=(t1n1+t2 n2+t3n3+t4n4)t1+t2+t3+t4 =10×60+30×80+50×100+10×2000100 =280r?min 4.1.4計(jì)算滾珠絲杠螺母副的當(dāng)量載荷Fm Fm=3F13n1t1+F23n2t2+F33n3t3+F43n4t4n1t1+n2t2+n3t3+n4t4 =327803×60×10+15003×80×30+11753×100×50+6503×2000×1060×10+80×30+100×50+2000×10

32、 =1073N 4.1.5確定滾珠絲杠預(yù)期的額定動(dòng)載荷Cam Cam360nmLhFmfw100fafc 式中: nm----滾珠絲杠的當(dāng)量轉(zhuǎn)速，單位為r/min； Lh ----數(shù)控機(jī)床的預(yù)期工作時(shí)間，Lh=2000h； Fm ----滾珠絲杠的當(dāng)量載荷，單位為N； Fw ----載荷性質(zhì)系數(shù)，F(xiàn)w=1.3； fa ----精度系數(shù),fa=1.0； fc ----可靠性系數(shù),fc=0.53。 初步選擇滾珠絲杠的精度等級(jí)為2級(jí)，查表3-1取載荷性質(zhì)系數(shù)fw=1.3，查表3-2取精度

33、系數(shù)fa=1.0，查表3-3取可靠性系數(shù)fc=0.53，則 Cam=360×280×20000×1073×1.3100×1×0.53=18297N 因?yàn)橐獙L珠絲杠螺母副實(shí)施預(yù)緊，所以可計(jì)算最大軸向載荷，查表3-5取預(yù)加載荷系數(shù)fe=4.5，則: C'am=fe×famax=4.5×2780=12510N 取以上兩種結(jié)果的最大值，得Cam=18297N。 表3-1 載荷性質(zhì)系數(shù)fw 載荷性質(zhì) 無沖擊（很平穩(wěn)） 輕微沖擊 伴有沖擊和振動(dòng) fw 1～1.2 1.2～1.5 1.5～2 表3-2 精度系數(shù)fa 精度等級(jí) 1,2,3, 4,5

34、7 10 fa 1.0 0.9 0.8 0.7 表3-3 可靠性系數(shù)fc 可靠性% 90 95 96 97 98 99 fc 1.0 0.62 0.53 0.44 0.33 0.21 表3-4 各類機(jī)械預(yù)期工作壽命Lh 普通機(jī)械 5000～10000 精密機(jī)床 20000 普通機(jī)床 10000～20000 測試機(jī)械 15000 數(shù)控機(jī)床 20000 航空機(jī)械 1000 表3-5 預(yù)加載荷系數(shù)fe 預(yù)加載荷類型 輕預(yù)載 中預(yù)載 重預(yù)載 fe 6.7 4.5 3.4 4.1.6按精度要求選擇滾珠絲杠的螺

35、紋底徑d2m 根據(jù)定位精度和重復(fù)定位精度的要求估算滾珠絲杠允許的最大軸向變形量δmax。 已知工作臺(tái)的定位精度為40μm，重復(fù)定位精度為15μm，得 δmax1=13~14×15=(5~3.75)μm δmax2=14~15×40=(10~8)μm 取二者最小值，所以δmax=3.75μm。 滾珠絲杠螺母副的兩個(gè)固定支承之間的距離為 L＝行程+安全行程+2×余程+螺母長度+支承長度 ≈1.2~1.4行程+(25~30)Ph =1.2~1.4×860+25~30×10=1282~1504mm 取L=1300mm d2m

36、=aF0×Lδmax=0.078×450×13003.75=30.81mm 式中：a----支承方式系數(shù)，一端固定一端游動(dòng)時(shí)為0.078； F0----導(dǎo)軌面正壓力，單位為N； L----滾珠絲杠兩軸承支點(diǎn)間距，單位為mm； δmax----最大軸向變形量，單位為μm。 4.1.7初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號(hào) 根據(jù)上面計(jì)算所得的計(jì)算結(jié)果，初步選擇FFZD型內(nèi)循環(huán)墊片預(yù)緊螺母式滾珠絲杠螺母副規(guī)格代號(hào)為4010-3，其公稱直徑d0、公稱導(dǎo)程Ph0、額定動(dòng)載荷Ca、額定靜載荷Coa和絲杠底徑d2如下： d0=40mm Ph0=10mm Ca=30KN≥18297N C

37、oa=66.3KN d2=34.3mm≥30.81mm 故符合要求。 4.1.8確定滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力Fp 根據(jù)最大軸向載荷來確定預(yù)緊力： Fp=13×Fmax=13×2780=927N 式中：Fp----滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力，單位為N； Fmax----最大軸向載荷，單位為N。 4.1.9計(jì)算滾珠絲杠螺母副的行程補(bǔ)償值 C=α?tLu×10-3 式中：α----絲杠的膨脹系數(shù)； ?t----溫度變化值，2~3℃，這里取?t=2℃； Lu----滾珠絲杠副的有效行程，單位為mm。 C=α?tLu×10-3=11.

38、8×2×[900+8~14×10]×10-3=23.13~24.54μm 取C=24.54μm 4.1.10計(jì)算滾珠絲杠的預(yù)拉伸力Ft Ft=1.95?td22 式中：d2----滾珠絲杠螺紋底徑，單位為mm。 Ft=1.95×2×34.32=4588N 4.2 滾動(dòng)軸承型號(hào)選擇 4.2.1 固定端軸承的選用 固定端選用角接觸球軸承 （1）計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P Pm=3N1P13+N2P23+N3P33+N4P43N 式中：P1…P4----滾珠絲杠當(dāng)量動(dòng)載荷，單位為N； N1…N4----分別為轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)間百分比的乘積。 N=N1+N2+N3+N4

39、 =n1t1+n2t2+n3t3+n4t4 =60×0.1+80×0.3+100×0.5+2000×0.1=280r/min Pm=36×27803+24×15003+50×11753+200×6503280=1073N （2）軸承的額定動(dòng)載荷 C=fhfmfdfnfTP 式中：fh----壽命因數(shù)； fm----力矩載荷因數(shù)； fd ----沖擊載荷因數(shù)； fn ----速度因數(shù)； fT ----溫度因數(shù)； P----當(dāng)量動(dòng)載荷，單位為N。 查表4-1取fh=3.42,查表4-2取

40、fd=1.0,查表4-3取fn=0.251，查表4-4取fT=1.0，fm=1.0，轉(zhuǎn)速n=2000r/min，軸承的基本額定壽命Lh=2000h。 C=3.42×1×10.251×1×1073=14620N 通過知道滾珠絲杠的螺紋底徑為34.3mm，選取軸承內(nèi)徑d=30mm來滿足滾珠絲杠的結(jié)構(gòu)需求。初選軸承代號(hào)為：7306DB型。尺寸（內(nèi)徑/外徑/寬度）為30mm/72mm/38mm，在油脂滑狀態(tài)下的極限轉(zhuǎn)速為：9600r/min>nmax=2000r/min，額定動(dòng)載荷Cr=51.8KN>C=14.62KN，Cor=41.2KN。 故以上數(shù)據(jù)滿足要求。 表4-1

41、壽命因數(shù) Lhh fh Lhh fh 球軸承 滾子軸承 球軸承 滾子軸承 17500 3.27 2.91 20000 3.42 3.02 18000 3.30 2.93 21000 3.48 3.07 18500 3.33 2.95 22000 3.53 3.11 19000 3.36 2.98 23000 3.58 3.15 19500 3.39 8.00 24000 3.63 3.19 表4-2 沖擊載荷因素fd 載荷性質(zhì) fd 舉例 無沖擊力或輕微沖擊力 1.0～1.2 電機(jī)、汽輪機(jī)、通風(fēng)機(jī) 中等

42、沖擊力 1.2～1.8 起重機(jī)、內(nèi)燃機(jī)、減速箱 強(qiáng)大沖擊力 1.8～3.0 鉆探機(jī)、破碎機(jī)、軋剛機(jī) 表4-3 速度因素fn fn 1350 1400 1450 1500 1550 1600 1650 球軸承 0.291 0.288 0.284 0.281 0.278 0.275 0.272 滾子軸承 0.329 0.326 0.322 0.319 0.316 0.313 0.310 表4-4 溫度因數(shù)fT 工作溫度 <120 125 150 175 200 225 250 300 fT 1.0 0.95 0

43、.9 0.85 0.8 0.75 0.70 0.6 （3）計(jì)算軸承所承受的最大軸向載荷Fbmax Fbmax=Famax=2780N （4）計(jì)算軸承的預(yù)緊力FBP FBP=13×Fbmax=13×2780=926.67N （5）計(jì)算軸承的當(dāng)量軸向載荷FBam FBam=FBP+Fm=926.67+1073=1999.67N 式中：Fm----滾珠絲杠當(dāng)量載荷,單位為N。 （6）計(jì)算軸承的徑向載荷Fr和軸向載荷Fa Fr=FBamcos60°=1999.67×0.5=1000N Fa=FBamsin60°=1999.67×0.87=1740N

44、 （7）計(jì)算軸承的額定靜載荷 C0=S0P0

45、表4-6取μ=0.002； F----軸承的載荷，F(xiàn)=Fr2+Fa2,單位為N； d----軸承的內(nèi)徑，單位為mm。 M=0.002×10002+17402×302=60.2N·mm 表4-6 軸承的摩擦因數(shù)μ 軸承類型 μ 深溝球軸承 0.0010～0.0015 調(diào)心球軸承 0.0010～0.0018 單列圓柱滾子軸承 0.0011～0.0022 角接觸球軸承 0.0018～0.0025 調(diào)心滾子軸承 0.0018～0.0025 單向推力球軸承 0.0018～0.0030 4.2.2 游動(dòng)端軸承的選用

46、 游動(dòng)端選用向心軸承 （1）計(jì)算軸承的基本額定動(dòng)載荷 C=fh1fm1fd1fn1fT1P 查表4-1取fh1=3.02,查表4-2取fd1=1.0,查表4-3取fn1=0.289，查表4-4取fT1=1.0，fm1=1.0，轉(zhuǎn)速n=2000r/min，軸承的基本額定壽命Lh=2000h。 C=3.02×1×10.289×1×1073=11213N 通過知道滾珠絲杠的螺紋底徑為34.3mm，選取軸承內(nèi)徑d=30mm來滿足滾珠絲杠的結(jié)構(gòu)需求。初選圓柱滾子軸承代號(hào)為：NF206型。尺寸（內(nèi)徑/外徑/寬度）為30mm/62mm/16mm，額定動(dòng)載荷Cr1=19.5KN

47、>C=14.62KN，Cor1=18.2KN。 故以上數(shù)據(jù)滿足要求。 （2）計(jì)算軸承所承受的最大軸向載荷FBmax1 FBmax1=Famax=2780N （3）計(jì)算軸承的預(yù)緊力FBP1 FBP1=12FBmax1=12×2780=1390N （4）計(jì)算軸承的當(dāng)量軸向載荷FBam1 FBam1=FBP1+Fm=1390+1073=2463N （5）計(jì)算軸承的徑向載荷Fr1和軸向載荷Fa1 Fr1=Fr=1000N Fa1=Fa=1740N （6）計(jì)算軸承的額定靜載荷 C01=S01P01

48、查表4-5取S0=2； P01----當(dāng)量靜載荷，單位為N。 P01=2.3Frtanα+Fr=0+1000=1000N （α=0°） C01=2×1000=2000N （7）計(jì)算軸承的摩擦力 M1=μ1Fd2 式中：μ----軸承的摩擦因數(shù)，查表4-6取μ=0.0012； F----軸承的載荷，F(xiàn)=Fr2+Fa2,單位為N； d----軸承的內(nèi)徑，單位為mm。 M=0.0012×10002+17402×302=36.1N·mm 4.3 滾珠絲杠的長度與校驗(yàn) （1）計(jì)算滾珠絲杠螺母副的有效行程以及支撐跨距

49、 Lu=Lk+螺母長度+2×余程=860+146+60=1066mm 支撐跨距L>Lu，取1300mm。 （2）計(jì)算滾珠絲杠的臨界轉(zhuǎn)速nc 絲杠最大受壓長度Lc1為： Lc1=L-L-Lk2=1300-1300-8602=1080mm Lc2=Lk+余程+螺母長度2+L-Lu2 =860+30+1462+1300-10662=1080mm nc=107fd2Lc22 式中：f----支承系數(shù)，f=15.1； Lc2----臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算長度，單位為mm。 nc=1

50、07fd2Lc22=107×15.1×34.310802=4440r/min nc>nmax=2000r/min 因此滿足要求。 （3）驗(yàn)算滾珠絲杠的壓桿穩(wěn)定性 軸承所承受的最大軸向載荷Pm=2780N 滾珠絲杠的預(yù)拉伸力Ft=4588N>Pm=2780N （4）驗(yàn)算額定靜載荷Coa fsPxmax≤Coa 2000N＜40.6KN 式中：fs----靜態(tài)安全系數(shù)，一般取1～2； Coa----滾珠絲杠副的基本軸向額定載荷，單位為N。 （5）驗(yàn)算絲杠軸拉壓強(qiáng)度 πd22σp4≥Pamax 式中：σp----絲杠軸許用拉壓應(yīng)力。

51、 σp=4×Pamaxπd22=4×20003.14×34.32=2.17MPa （6）驗(yàn)算系統(tǒng)剛度 驗(yàn)算一端固定，一端鉸支的滾珠絲杠支承剛度 Rs=165d22a=165d22L/2=165×34.321300/2=298N 式中：a----滾珠絲杠中點(diǎn)到軸承支點(diǎn)距離，單位為mm； L----支承跨距，單位為mm。 驗(yàn)算角接觸球軸承RB0 RB0=2×2.34×3d0Z2Famaxsin5α 式中：d0----滾動(dòng)體直徑，單位為mm； Z----滾動(dòng)體個(gè)數(shù)； Famax----預(yù)緊力。 RB0=2×2.3

52、4×3d0Z2Famaxsin5α =2×2.34×37.144×172×2780×sin260°=659N 4.4 Y軸滾珠絲杠的計(jì)算 （1）確定滾珠絲杠副的導(dǎo)程 Ph1=Ph=10mm 4.4.1 計(jì)算滾珠絲杠螺母副在不同速度下的轉(zhuǎn)速ni和軸向載荷Fi ni=ViPh×103 在不同的速度下，滾珠絲杠螺母副的轉(zhuǎn)速ni為： 當(dāng)V1=0.6m/min時(shí)，n1=0.610×103=60r/min 當(dāng)V2=0.8m/min時(shí)，n1=0.810×103=80r/min 當(dāng)V3=1.0m/min時(shí)，n1=110×103=10

53、0r/min 當(dāng)V4=20m/min時(shí)，n1=2010×103=2000r/min 在不同的速度下，滾珠絲杠螺母副的軸向載荷為： Fi=Pxi+μ(W1+W2+Pzi) F1=2000+0.1×4500+2000+1300=2780N; F2=1000+0.1×4500+2000+500=1500N; F3=500+0.1×4500+2000+250=1175N; F4=0+0.1×4500+2000+0=650N; 式中： μ ----工作臺(tái)動(dòng)摩擦因數(shù)為0.1； W1----工作臺(tái)重量，N； W2----工件及夾具最大

54、重量，N。 則最大軸向載荷為2780 N。 Fm'=Fm=1073N ,nm'=nm=280r/min。 4.4.2 確定滾珠絲杠預(yù)期的額定動(dòng)載荷Cam Cam360nmLhFmfw100fafc 式中: nm----滾珠絲杠的當(dāng)量轉(zhuǎn)速，單位為r/min； Lh ----數(shù)控機(jī)床的預(yù)期工作時(shí)間，Lh=2000h； Fm ----滾珠絲杠的當(dāng)量載荷，單位為N； Fw ----載荷性質(zhì)系數(shù)，F(xiàn)w=1.3； fa ----精度系數(shù),fa=1.0； fc ----可靠性系數(shù),fc=0.53。 初步選擇滾珠絲杠的精度等

55、級(jí)為2級(jí)，查表3-1取載荷性質(zhì)系數(shù)fw=1.3，查表3-2取精度系數(shù)fa=1.0，查表3-3取可靠性系數(shù)fc=0.53，則 Cam=360×280×20000×1073×1.3100×1×0.53=18297N=18.297KN 因?yàn)橐獙L珠絲杠螺母副實(shí)施預(yù)緊，所以可計(jì)算最大軸向載荷，查表3-5取預(yù)加載荷系數(shù)fe=4.5，則: C'am=fe×famax=4.5×2780=12510N 取以上兩種結(jié)果的最大值，得Cam=18297N=18.297KN。 滾珠絲杠螺母副的兩個(gè)固定支承之間的距離為 L＝行程+安全行程+2×余程+螺母長度+支承長度 ≈1.2~1

56、.4行程+(25~30)Ph =1.2~1.4×510+25~30×10=862~1014mm 取L=900mm d2m=aF0×Lδmax=0.078×500×9003.75=27.02mm 式中：a----支承方式系數(shù)，一端固定一端游動(dòng)時(shí)為0.078； F0----導(dǎo)軌面正壓力，單位為N； L----滾珠絲杠兩軸承支點(diǎn)間距，單位為mm； δmax----最大軸向變形量，單位為μm。 4.4.3初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號(hào) 根據(jù)上面計(jì)算所得的計(jì)算結(jié)果，初步選擇FFZD型內(nèi)循環(huán)墊片預(yù)緊螺母式滾珠絲杠螺母副規(guī)格代號(hào)為3210-3，其公稱直徑d0、公稱

57、導(dǎo)程Ph0、額定動(dòng)載荷Ca、額定靜載荷Coa和絲杠底徑d2如下： d0=32mm Ph0=10mm Ca=25.7KN≥18.297KN Coa=50.2KN d2=27.3mm≥27.02mm 故符合要求。 4.4.4 確定滾珠絲杠螺母副的預(yù)緊力Fp 根據(jù)最大軸向載荷來確定預(yù)緊力： Fp=13×Fmax=13×2780=927N 4.4.5 計(jì)算滾珠絲杠螺母副的行程補(bǔ)償值 Lu=510+8~14×10=590~650 C=α?tLu×10-3=11.8×2×(590~650)×10-3=13.92~15.34μm 4.4.6 計(jì)算滾珠

58、絲杠的預(yù)拉伸力Ft Ft=1.95?td22=1.95×2×27.32=2907N 4.5 滾動(dòng)軸承型號(hào)選擇 4.5.1 Y軸固定端軸承選用 固定端選用角接觸球軸承 （1）計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P Pm'=Pm=1073N （2）軸承的額定動(dòng)載荷 查表4-1取fh=3.42,查表4-2取fd=1.0,查表4-3取fn=0.251，查表4-4取fT=1.0，fm=1.0，轉(zhuǎn)速n=2000r/min，軸承的基本額定壽命Lh=2000h。 C=3.42×1×10.251×1×1073=14620N 通過知道滾珠絲杠的螺紋底徑為27.3mm，選取軸承內(nèi)徑d=25m

59、m來滿足滾珠絲杠的結(jié)構(gòu)需求。初選軸承代號(hào)為：7205C型。尺寸（內(nèi)徑/外徑/寬度）為25mm/52mm/15mm，額定動(dòng)載荷Cr=16.6KN>C=14.62KN，Cor=10.2KN。 故以上數(shù)據(jù)滿足要求。 （3）計(jì)算軸承所承受的最大軸向載荷Fbmax' Fbmax'=Famax=2780N （4）計(jì)算軸承的預(yù)緊力FBP' FBP'=13Fbmax'=13×2780=926.67N （5）計(jì)算軸承的當(dāng)量軸向載荷FBam' FBam'=FBP'+Fm=926.67+1073=1999.67N 式中：Fm----滾珠絲杠當(dāng)量載荷，單位為N。

60、 （6）計(jì)算軸承的徑向載荷Fr'和軸向載荷Fa' Fr'=FBam'cos60°=1999.67×0.5=1000N Fa'=FBam'sin60°=1999.67×0.87=1740N （7）計(jì)算軸承的額定靜載荷 P0'=2.3Frtanα+Fa=2.3×1000×1.73+1740=5719N C0'=1×5719=5719N （8）計(jì)算軸承的摩擦力 M=μFd2=0.002×10002+17402×252=50.2N·mm 4.5.2 游動(dòng)端軸承的選用 游動(dòng)端選用向心軸承 （1）計(jì)算軸承的基本額定動(dòng)載荷 C=3.02×1×

61、10.289×1×1073=11213N 通過知道滾珠絲杠的螺紋底徑為27.3mm，選取軸承內(nèi)徑d=25mm來滿足滾珠絲杠的結(jié)構(gòu)需求。初選圓柱滾子軸承代號(hào)為：NF305型。尺寸（內(nèi)徑/外徑/寬度）為25mm/62mm/17mm，額定動(dòng)載荷Cr1=25.5KN>C=14.62KN，Cor1=22.5KN。 故以上數(shù)據(jù)滿足要求。 （2）計(jì)算軸承所承受的最大軸向載荷FBmax1' FBmax1'=Famax=2780N （3）計(jì)算軸承的預(yù)緊力FBP1' FBP1'=12FBmax1'=12×2780=1390N （4）計(jì)算軸承的當(dāng)量軸向載荷FBam1' FBam1'=FBP1'+

62、Fm+1390+1073=2463N （5）計(jì)算軸承的徑向載荷Fr1'和軸向載荷Fa1' Fr1'=Fr=1000N Fa1'=Fa=1740N （6）計(jì)算軸承的額定靜載荷 Po1'=Fr=1000N C01'=2×1000=2000N （7）計(jì)算軸承的摩擦力 M1=0.0012×10002+17402×252=30.1N·mm 4.6 滾珠絲杠的長度與校驗(yàn) （1）計(jì)算滾珠絲杠螺母副的有效行程以及支撐跨距 Lu=Lk+螺母長度+2×余程=510+146+60=716mm 支撐跨距L>Lu，取800mm。 （2）計(jì)算滾珠絲杠的臨界轉(zhuǎn)速nc

63、 Lc1=L-L-Lk2=800-800-5102=655mm Lc2=Lk+余程+螺母長度2+L-Lu2 =510+30+1462+800-6552=686mm nc=107fd2Lc22=107×15.1×34.36862=11006r/min nc>nmax=2000r/min 因此滿足要求。 （3）驗(yàn)算滾珠絲杠的壓桿穩(wěn)定性 軸承所承受的最大軸向載荷Pm=2780N 滾珠絲杠的預(yù)拉伸力Ft=2907N>2780N （4）驗(yàn)算額定靜載荷Coa fsPxmax≤Coa

64、 2000N＜40.6KN 4.7 回轉(zhuǎn)工作臺(tái)的設(shè)計(jì) 4.7.1 初定工作條件 （1）類型選用阿基米德圓柱蝸桿（ZA蝸桿）。蝸桿材料選用45Cr，表面淬火處理，齒面硬度＞45HRC；蝸輪材料選用ZCuSn10P1，與蝸桿運(yùn)轉(zhuǎn)磨合后使接觸面積相互適配并且增加了支承面積。 （2）計(jì)算蝸桿傳動(dòng)的幾何尺寸 蝸桿頭數(shù)Z1=1，蝸桿傳動(dòng)比i=50，齒形角20°，γ=5°42'38'' 蝸桿模數(shù)m=6.3，閉式傳動(dòng)Z=1，η=0.7,分度圓直徑：d1=63mm 直徑系數(shù)：q=d1m=10 齒頂圓直徑：da1=d1+2ha1=75.6mm 齒根圓直徑：df1=47.9mm 軸向齒距：

65、pa=πm=3.14×5=15.7mm b1≥10.5+Z1m=11.5×5=57.5mm 齒寬：b2≥8+0.06Z2=8+0.06×50×5=55mm ≥11+0.06Z2=11+0.06×50×5=73.9mm 渦輪分度圓直徑：d2=mz2=6.3×50=315mm 齒頂高：ha2=ha*m=18×6.3=6.3mm 齒根高：hf2=ha*+c*m=1+0.2×6.3=7.56mm 齒根圓直徑：df2=d2-2hf2=315-2×756=299.88mm 齒頂圓直徑：de2≤da2+2m=327.6+2×6.3=340.2mm 齒寬b

66、2≤0.75×60=45mm 中心距：a=0.5d1+d2=0.5×6.3+315=189mm 4.7.2 設(shè)計(jì)直齒錐齒輪 設(shè)計(jì)選用的齒輪為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪，材料選擇45號(hào)鋼，齒面硬度280HBS?？紤]選用7級(jí)精度，選兩個(gè)相同齒輪齒數(shù)。 （1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度與幾何尺寸計(jì)算 計(jì)算齒輪分度圓直徑 d1t=34KHtT1?R(1-0.5?R)2u·(ZHZEσH)2 1）式中選取載荷系數(shù)KHt=1.3，?R=0.3 2）計(jì)算齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106Pn1=9.55×106×10960=99479N·mm 3) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力σH σH=KHNσHlimS=0.9×6001540MPa 式中：σHlim----查《機(jī)械手冊》得σHlim=600MPa； KHN----齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)，KHN=0.9。 d1t=34KHtT1?R(1-0.5?R)2u·(ZHZEσH)2 =34×1.3×9.9479×1040.3×(1-0.5×0.3)2×