大型立式數(shù)控車床主傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計

大型立式數(shù)控車床主傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計,大型,立式,數(shù)控車床,傳動,機(jī)構(gòu),設(shè)計 1 大型立式數(shù)控車床主傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計 摘 要 本文研究的主要是立式數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)，這類主傳動系統(tǒng)的設(shè)計可用于 以適應(yīng)當(dāng)前我國機(jī)床工業(yè)發(fā)展的現(xiàn)狀，具有一定的經(jīng)濟(jì)效益和社會效益。 本文完成的設(shè)計主要包括根據(jù)一些原始數(shù)據(jù)（其中包括機(jī)床電機(jī)的滿載功率、 最高轉(zhuǎn)速等）結(jié)合實際條件和情況對立式車床一些參數(shù)進(jìn)行擬定，再根據(jù)擬定的參 數(shù)，進(jìn)行傳動方案的比較，確定傳動方案，繪制出此主傳動的機(jī)構(gòu)圖，并進(jìn)行主軸 的設(shè)計。除此之外，對該立式數(shù)控車床進(jìn)行了夾緊工件的裝置設(shè)計，本文設(shè)計的夾 緊工件裝置采用的是自動夾緊裝置。 關(guān)鍵詞：數(shù)控立式車床 主傳動系統(tǒng) 夾緊裝置 主軸 2 Abstract This paper is mainly about the main drive system of CNC vertical lathe, the main design of transmission can be used to adapt to the current status of Chinas machine tool industry development, has certain economic and social benefits. The design of the main including according to some original data ( including machine tool motor full-load power, the highest speed etc. ) combined with the actual conditions and situation of vertical lathe to some of the parameters, and then according to the parameters, compared the transmission scheme, determine the transmission scheme, draw the main driving mechanism, design and carries on the main spindle. In addition, the design of device for clamping workpiece on the vertical CNC lathe, workpiece clamping device designed in this paper is used in the automatic clamping device. Keywords：NC machine vertical lathe tool; main driving system; clamping workpice main axie 3 目錄 概述 .04 第一章 總體設(shè)計方案擬定 .06 1.1 擬定主運(yùn)動參數(shù) .06 1.2 運(yùn)動設(shè)計 .06 1.3 動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計 .06 1.4 軸和齒輪驗算 .06 第二章 參數(shù)擬定 .07 2.1 數(shù)控立式車床主參數(shù)和基本參數(shù) .07 2.2 各級轉(zhuǎn)速確定 .07 第三章 主傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計 .08 3.1 擬定主傳動方案 .08 3.2 傳動方案的比較 .10 3.3 各級傳動比的計算 .12 3.4 各級轉(zhuǎn)速的確定方法 .13 第四章 主軸的動力計算 .14 第五章 主軸的設(shè)計和驗算 .22 5.1 主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .23 5.2 主軸的強(qiáng)度校核 .26 第六章 自動夾緊裝置的設(shè)計 .29 6.1 步進(jìn)電機(jī)的設(shè)計 .29 6.2 滾珠絲桿的設(shè)計 .31 6.3 直線軸承和光桿的設(shè)計 .35 6.4 聯(lián)軸器的設(shè)計 .39 第七章 結(jié)論 .41 致謝 .42 參考文獻(xiàn) .43 4 概述 這次畢業(yè)設(shè)計中,我所從事設(shè)計的課題是大型立式數(shù)控車床主傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計。此 類數(shù)控車床屬于經(jīng)濟(jì)型中檔精度機(jī)床，這類機(jī)床的傳動要求采用手動與電控雙操縱 方式，在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)電控變速?？傮w的設(shè)計方案就是對傳動方案進(jìn)行比較，繪 出轉(zhuǎn)速圖，對箱體及內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計，包括軸和齒輪的設(shè)計、校核等。 為什么要設(shè)計此類數(shù)控車床呢？因為隨著我國國民經(jīng)濟(jì)的不斷發(fā)展，我國制造 業(yè)領(lǐng)域涌現(xiàn)出了許多私營企業(yè)，這些企業(yè)的規(guī)模普遍不大，沒有太多的資本。一些 全功能數(shù)控系統(tǒng)，其功能雖然豐富，但成本高，對于這些中小型企業(yè)來說購置困難， 但是中小型企業(yè)為了發(fā)展生產(chǎn)，希望對原有機(jī)床進(jìn)行改造，進(jìn)行數(shù)控化、自動化， 以提高生產(chǎn)效率。我國機(jī)床工業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀是機(jī)床擁有量大、工業(yè)生產(chǎn)規(guī)模小，突 出的任務(wù)就是用較少的資金迅速改變機(jī)械工業(yè)落后的生產(chǎn)面貌，使之盡可能提高自 動化程度，保證加工質(zhì)量，減輕勞動強(qiáng)度，提高經(jīng)濟(jì)效益。我國是擁有 300 多萬臺 機(jī)床的國家，而這些機(jī)床又大量是多年累積生產(chǎn)的通用機(jī)床，自動化程度低，要想 在近幾年內(nèi)用自動和精密設(shè)備更新現(xiàn)有機(jī)床，不論是資金還是我國機(jī)床廠的能力都 是辦不到的。因此，普通機(jī)床的數(shù)控改造，大有可為。它適合我國的經(jīng)濟(jì)水平、教 育水平和生產(chǎn)水平，已成為我國設(shè)備技術(shù)改造主要方法之一。目前，我國經(jīng)濟(jì)型數(shù) 控系統(tǒng)發(fā)展迅速，研制了幾十種簡易數(shù)控系統(tǒng)，有力地促進(jìn)了我國數(shù)控事業(yè)的發(fā)展。 經(jīng)濟(jì)型數(shù)控機(jī)床系統(tǒng)就是結(jié)合現(xiàn)實的生產(chǎn)實際，我國的國情，在滿足系統(tǒng)基本功能 的前提下，盡可能地降低價格。 立式數(shù)控車床有許多優(yōu)點。1）其降格便宜，且性能價格比適中，與進(jìn)口標(biāo)準(zhǔn)數(shù) 控車床相比，前者只需一萬元左右，后者則需十萬甚至幾十萬元。因此，它特別適 合于改造在設(shè)備中占有較大比重的普通車床，適合在生產(chǎn)第一線大面積推廣。從提 高資本效率出發(fā)，改造閑置設(shè)備，能發(fā)揮機(jī)床的原有功能和改造后的新增功能，提 高機(jī)床的使用價值。2）適用于多品種、中小批量產(chǎn)品的適應(yīng)性強(qiáng)。在普通車床上加 工的產(chǎn)品，大都可在經(jīng)濟(jì)型數(shù)控車床上進(jìn)行。加工不同零件，只要改變加工程序， 很快適應(yīng)和達(dá)到批量生產(chǎn)的要求。3）相對于普通車床，經(jīng)濟(jì)型數(shù)控車床能提高產(chǎn)品 質(zhì)量，降低廢品損失。數(shù)控有較高的加工精度，加工出的產(chǎn)品尺寸一致性好，合格 率高。4）采用數(shù)控車床，能解決復(fù)雜的加工精度，還能節(jié)約大量工裝費用，降低生 產(chǎn)成本。5）采用此類車床，還能減輕工人勞動強(qiáng)度將工人從緊張、繁重的體力勞動 中解脫出來。6）可以提高工人素質(zhì)，促進(jìn)技術(shù)進(jìn)步。數(shù)控系統(tǒng)的出現(xiàn)擴(kuò)大了工人的 視野，帶動了學(xué)習(xí)微電子技術(shù)的熱潮，為工人由“體力型”向“智力型”過渡創(chuàng)造 了條件，促進(jìn)了工廠的技術(shù)進(jìn)步。7）增強(qiáng)了企業(yè)應(yīng)變能力，為提高企業(yè)競爭能力創(chuàng) 造了條件。企業(yè)應(yīng)用經(jīng)濟(jì)型數(shù)控設(shè)備對設(shè)備進(jìn)行改造后，提高了加工精度和批量生 5 產(chǎn)的能力，同時又保持“萬能加工”和“專用高效”這兩種屬性，提高設(shè)備自身對 產(chǎn)品更新?lián)Q代所需要的應(yīng)變能力，增強(qiáng)企業(yè)的競爭能力。 本設(shè)計中的立式數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的特點就是主電機(jī)采用雙速電機(jī)，這樣可 以簡化箱體內(nèi)的結(jié)構(gòu)。操縱方式并非是完全數(shù)控，而是采用采用手動與電控雙操縱 方式，在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)電控變速。實踐證明，把這種車床改造為數(shù)控車床，已經(jīng) 收到了良好的經(jīng)濟(jì)效益。 總體的設(shè)計方案就是對傳動方案進(jìn)行比較，繪出轉(zhuǎn)速圖，對箱體及內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn) 行設(shè)計，包括軸和齒輪的設(shè)計、校核等。設(shè)計時一要注意設(shè)計的科學(xué)性和條理性， 另一點就是要注意和實際的結(jié)合。設(shè)計的依據(jù)主要是以經(jīng)驗或類比為基礎(chǔ)的傳統(tǒng)(經(jīng) 驗)設(shè)計方法。作為一名尚未畢業(yè)的大學(xué)生，經(jīng)驗自然是我們所欠缺的，所以除了老 師的指導(dǎo)，最主要的就是借鑒書上的設(shè)計方法。書上雖然不會有完全相同的示例， 但一些其他類型的主軸箱設(shè)計方法在這個課題上同樣適用，適用也只是大體上的適 用，具體到一些細(xì)節(jié)的設(shè)計就需我們自己查設(shè)計手冊了。比如說其中涉及到電磁離 合器的設(shè)計就需自己解決。雖然我們很缺乏設(shè)計的經(jīng)驗，但還應(yīng)處處從實際出發(fā)。 從大處講，聯(lián)系實際是指在進(jìn)行機(jī)床工藝可能性的分析、參數(shù)擬定和方案確定中， 既要了解當(dāng)今的先進(jìn)生產(chǎn)水平和可能趨勢，更應(yīng)了解我國實際生產(chǎn)水平，使設(shè)計的 機(jī)床、機(jī)器在四化建設(shè)中發(fā)揮最佳的效益。從小處講，指對設(shè)計的機(jī)床零部件的制 造、裝配和維修要進(jìn)行認(rèn)真的、切實的考慮和分析，對推薦的設(shè)計數(shù)據(jù)和資料要結(jié) 合實際情況進(jìn)行取舍。通過設(shè)計實踐，了解和掌握結(jié)合實際、綜合思考的設(shè)計方法。 6 第一章 總體設(shè)計方案擬定 1.1 擬定主運(yùn)動參數(shù) 機(jī)床設(shè)計的初始，首先需要確定有關(guān)參數(shù)，它們是傳動設(shè)計和結(jié)構(gòu)設(shè)計的依據(jù)， 影響到產(chǎn)品是否能滿足所需要的功能要求。根據(jù)擬定的參數(shù)、規(guī)格和其他特點，了 解典型工藝的切削用量，了解極限轉(zhuǎn)速 、 和級數(shù) Z、主傳動電機(jī)功率 N。maxnin 1.2 運(yùn)動設(shè)計 根據(jù)擬定的參數(shù)，通過結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖的分析，確定傳動結(jié)構(gòu)方案和傳動系統(tǒng) 圖。傳動方案有多種，傳動型式更是式樣眾多，比如：傳動型式上有集中傳動的主 軸變速箱。分離傳動的主軸箱與變速箱；擴(kuò)大變速范圍可以用增加傳動組數(shù)，也可 用背輪機(jī)構(gòu)、分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機(jī)，也可用交換齒輪、滑 移齒輪、公用齒輪等。然后計算各傳動比及齒輪的齒數(shù)。 1.3 動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計 估算齒輪模數(shù) m 和軸頸 d，選擇和計算離合器。 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排、布置和設(shè)計。 1.4 軸和齒輪的驗算 在結(jié)構(gòu)草圖的基礎(chǔ)上，對一根傳動軸和齒輪的剛度、強(qiáng)度進(jìn)行校核。 7 第二章 參數(shù)擬定 2.1 數(shù)控立式車床主參數(shù)和基本參數(shù) 此數(shù)控車床是大型立式數(shù)控車床，根據(jù)任務(wù)書上提供的條件：此車床最大轉(zhuǎn)數(shù) 1800RPM，電機(jī)滿載功率 5.5Kw。 此數(shù)控車床的主軸轉(zhuǎn)速可分高低兩檔,共有 12 級轉(zhuǎn)速：其中高低兩檔各有 6 級轉(zhuǎn) 速，低速檔時 =340/, =45r/min;高速檔時 =1800 r/min， =235 maxnin maxnmin r/min； 此車床床身上最大回轉(zhuǎn)直徑為 400mm,主軸端部型式為 C6；主軸通孔直徑為 20 mm； 主軸孔錐度為公制 70；其中 電機(jī)的轉(zhuǎn)速和功率分別為 1000/1500 r/min，4/5.5KW。 2.2 各級轉(zhuǎn)速的確定 已知主軸的轉(zhuǎn)速分為 12 級，又分為高低兩檔，其中高檔最大轉(zhuǎn)速 為maxn 1800r/min，最小轉(zhuǎn)速 為 235 r/min；R1= / =1800/235=7.66minmaxnin R= 11z 當(dāng)機(jī)床處于低速檔時,主軸共有 6 級，轉(zhuǎn)速范圍 = = =7.556nRmiax4530 = ，即 = = =1.499，取 =1.449 ,已知 =45,查標(biāo)nR1z1znR5.776.1min 準(zhǔn)數(shù)列表(見參考文獻(xiàn) 1 第 6 頁).從表中找到 =45,就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù),min 得低速檔的 6 級轉(zhuǎn)速分別為 45,67,103,154,230,340 r/min; 當(dāng)車床處于高速檔時, 主軸共有 6 級，轉(zhuǎn)速范圍 = = =7.659nRmiax235180 = ，即 = = =1.50,取 =1.50 ,已知 =1800 ,查標(biāo)nR1z1znR59.776.ax 準(zhǔn)數(shù)列表(見參考文獻(xiàn) 1 第 6 頁). 從表中找到 =1800, 就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù),得高速檔的 6 級轉(zhuǎn)速分別max 8 為 236,354,543,815,1200,1800 r/min。 第三章 主傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計 31 主擬定傳動方案 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動 系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機(jī)構(gòu)以及其組成、安排不同特點的 傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān)，和工作性能也 有關(guān)系。因此，確定傳動方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟(jì)性等多方面統(tǒng) 一考慮。 3.2 傳動方案的比較 3.2.1 采用單速電機(jī) 已知變速級數(shù)為 Z=12。 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目。 級數(shù)為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有 Z1、Z2、Z3、.各傳動副，即 Z=Z1Z2Z3 傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數(shù) Z 應(yīng)為 2 和 3 的因子 Z= 3。a2 可以有兩種方案 方案一 12=232 傳動齒輪數(shù)目 2（2+3+2）=14。 軸向尺寸為 15b。 傳動軸數(shù)目為 4 根。 操縱機(jī)構(gòu)較為簡單：兩個滑移齒輪和一個三聯(lián)滑移齒輪，可單獨也可集中操縱。 方案二 12=34 傳動齒輪數(shù)目 2（34）=14 個。 軸向尺寸為 19b。 9 傳動軸數(shù)目為 3 根。 操縱機(jī)構(gòu)較復(fù)雜：四聯(lián)滑移齒輪作為整體式，滑移長度為 12b；如拆為 2 個雙 聯(lián)滑移齒輪，需要有自鎖，以保證只有一個齒輪副嚙合。 相比之下，還是傳動副數(shù)分別為 2，3，2 的三個傳動組方案為優(yōu)。 3.2.2 采用雙速電機(jī) 車床上，有時采用雙速電機(jī)，雙速電機(jī)的轉(zhuǎn)速比： =2，傳動系統(tǒng)的公比電 應(yīng)當(dāng)是 2 的整次方根，本設(shè)計中的雙速電機(jī)的公比 = =1.41。這時電機(jī)的轉(zhuǎn)速 2 變換起著系統(tǒng)中第一擴(kuò)大傳動組的作用相應(yīng)基本組的傳動級數(shù)應(yīng)為 2，這樣使傳動 系統(tǒng)的機(jī)械結(jié)構(gòu)簡化。本設(shè)計是經(jīng)濟(jì)型數(shù)控車床，采用電控和手動兩種方式，為了 結(jié)構(gòu)設(shè)計的需要，本設(shè)計采用雙速電機(jī)。 3.3 各級傳動比的計算 假設(shè)結(jié)構(gòu)如圖： 由于已經(jīng)設(shè)計了各軸之間的相對位置關(guān)系，由傳動系統(tǒng)草圖知共有六個傳動比。 10 分別設(shè)齒輪 1 和齒輪 4 之間的傳動比為 ,齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動比為 ,齒輪14i 25i 8 和齒輪 9 之間的傳動比為 ,齒輪 3 和齒輪 6 之間的傳動比為 36i,齒輪 7 和齒輪89i 10 之間的傳動比為 ,帶輪傳動比為 。710i輪 帶i 設(shè)其中 。25i436 當(dāng)處于低檔時，手動操作使得齒輪 8 和齒輪 9 嚙合。 當(dāng)中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合，當(dāng)時的主軸轉(zhuǎn)速最小， 為 45 或 67 r/min。 可得 1000=45r/min25i89輪 帶i 1500=67 r/min輪 帶 當(dāng)左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合，當(dāng)時的主軸轉(zhuǎn)速最大， 為 226 或 340 r/min。 可得 1000=230 r/min36i89輪 帶i 1500=340 r/min輪 帶 當(dāng)右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當(dāng)時的主軸轉(zhuǎn)速為 100 或 150 可得 1000=100 r/min14i89輪 帶i 1500=150 r/mini輪 帶 當(dāng)處于高檔時，手動操作使得齒輪 7 和齒輪 10 嚙合 當(dāng)中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合，當(dāng)時的主軸轉(zhuǎn)速最小， 為 236 或 354 可得 1000=235 r/min25i710輪 帶i 1500=354 r/min輪 帶 當(dāng)左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合，當(dāng)時的主軸轉(zhuǎn)速最大， 為 1200 或 1800 可得 1000=1200 r/min36i710輪 帶i 11 1500=1800 r/min36i710輪 帶i 當(dāng)右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當(dāng)時的主軸轉(zhuǎn)速為 543 或 816 可得 1000=543 r/min14i70輪 帶i 1500=815 r/min輪 帶 由這 6 各方程聯(lián)列可解得 0.3226 0.7447 1.645225i 14i 36i 0.2576 1.3659 0.53489 70 輪 帶 傳動比的選用時，應(yīng)注意的幾個問題，充分使用齒輪副的極限傳動比 =1/4， =2，minuax 雖然可以最大限度地獲得變速箱范圍或減少傳動件數(shù)，但會導(dǎo)致齒輪和箱體尺 寸過大，齒輪線速度增大，容易產(chǎn)生振動和噪音，要求精度提高。在實踐中，往往 不采用降速很小、升速很大的傳動比，特別是中間軸的傳動。因此，從系統(tǒng)的角度 考慮，寧可適當(dāng)增加串聯(lián)傳動組的數(shù)目，或者用并聯(lián)式的分支傳動滿足變速范圍的 要求，而避免用極限傳動比的傳動副。 以上幾個傳動比都符合要求。 3.4 各軸轉(zhuǎn)速的確定方法 由傳動比和電機(jī)的轉(zhuǎn)速，可以計算出各軸的轉(zhuǎn)速； 3.4.1 軸的轉(zhuǎn)速 軸從電機(jī)得到運(yùn)動，經(jīng)傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)化成各級轉(zhuǎn)速。電機(jī)轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速和主軸最高 轉(zhuǎn)速應(yīng)相接近。顯然，從傳動件在高速運(yùn)轉(zhuǎn)下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮， 軸不宜將電機(jī)轉(zhuǎn)速降得太低。但如果軸上裝有摩擦離合器一類部件時，高速下 摩擦損耗、發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，軸轉(zhuǎn)速也不宜太高車床的軸轉(zhuǎn)速一 般取 7001000 r/min 左右比較合適。另外也要注意到電機(jī)與軸的傳動方式，如 用帶輪傳動時，降速比不宜太大，和主軸尾部可能干涉。 3.4.2 中間傳動軸的轉(zhuǎn)速 對于中間傳動軸的轉(zhuǎn)速的考慮原則是：妥善解決結(jié)構(gòu)尺寸大小與噪音、振動等 12 性能要求之間的矛盾。 中間傳動軸的轉(zhuǎn)速較高時，中間傳動軸和齒輪承受扭矩小，可以使軸徑和齒輪 模數(shù)小些，從而可以使結(jié)構(gòu)緊湊。但是，這將引起空載功率和噪音加大。從經(jīng)驗知： 主軸轉(zhuǎn)速和中間傳動軸的轉(zhuǎn)速時，應(yīng)結(jié)合實際情況作相應(yīng)修正：1、對于功率較大的 重切削機(jī)床，一般主軸轉(zhuǎn)速較低，中間軸的轉(zhuǎn)速適當(dāng)取高一些對減小結(jié)構(gòu)尺寸的效 果較明顯。2、對高速輕載或精密機(jī)床，中間軸轉(zhuǎn)速宜取低一些。3、控制齒輪圓周 速度 ，在此條件下，可適當(dāng)選用較高的中間軸轉(zhuǎn)速。smV/8 3.5 轉(zhuǎn)速圖擬定 運(yùn)動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已經(jīng)知道了，而且根據(jù)設(shè)計出來的各級齒 輪的傳動比，這樣就可以擬定主運(yùn)動的轉(zhuǎn)速圖，使主運(yùn)動逐漸具體化。 電 動 機(jī) 軸 軸 主 軸 45103268510150.34： ： ： 7： 4： 此車床集中傳動:公比為 ,級數(shù) Z=12,變速范圍 R=1800/45=40。41. 13 第四章 主傳動動力計算 4.1 齒輪的計算 4.1.1 確定齒輪齒數(shù)和模數(shù)（查表法） 可以用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便。根據(jù)上面計算的傳動比 和初步定出的小齒輪齒數(shù)，查表即可求出齒輪副齒數(shù)之和，再減得大齒輪的齒數(shù)。 用查表法求軸和軸上的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪） （見參考書 1 第 20 頁） 。 選取時應(yīng)注意： 不產(chǎn)生根切。一般取 Zmin1820； 保證強(qiáng)度和防止熱變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 2m,一般取 5mm 則 Zmin6.5+2T/m。 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應(yīng)當(dāng)相等。若模數(shù)相同，則齒數(shù)和亦應(yīng)相等。 但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。 機(jī)床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調(diào)整中心距使其相等。但修正量不能太大，一 般齒數(shù)差不能超過 34 個齒。 防止各種碰撞和干涉。 三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒數(shù)差應(yīng)大于 4。 14 所以，可以假設(shè)其中最小的齒輪 2 齒數(shù)為 20，而且由上可知，齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動比為 3.1，查常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）表，可找到最接近的傳 動比為 3.15，當(dāng)時的齒數(shù)之和為 82?？傻么簖X輪齒數(shù)為 62。 齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞強(qiáng)度計算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜,而且有些系數(shù)只有在齒輪各 參數(shù)都已經(jīng)知道后方可確定,所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算， 再選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算： 32 mm 1 m3znjN 其中 N-計算齒輪傳遞的額定功率 N=N d 齒輪點蝕的估算： A370 mm13njN 其中 為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速,A 為齒輪中心距。nj 由中心距 A 及齒數(shù) z1、z2 求出模數(shù)： 121z Amj 根據(jù)估算所得 和 中較大得值,選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)j 以齒輪 2 和齒輪 5 為例 = n=15000.534=801 r/minnj輪 帶i N=5.50.95=5.225kw 32 1.509m3534.0162 A370 69.133mm3. 1.68662019j 所以,根據(jù) 選取,為了保證模數(shù)一定滿足要求,假設(shè)齒輪 2 和齒輪 5 的模mj 數(shù)為 3 15 由此可知,輸入軸 1 和傳動軸 2 之間的中心距為 A= = =112.5mm2)5(zm)34( 同理且根據(jù) 1 軸和 2 軸之間的距離始終為 112.5mm,可得出 1 軸和 2 軸之間 其余的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 分別為 z1=30 m1=3 z4=48 m4=3 z3=24 m3=3 z6=47 m6=3 4.1.2 確定齒輪的齒數(shù)和模數(shù)（計算法）并校核 以齒輪 8 和 9 為例, 設(shè)計時采用最高轉(zhuǎn)速，即齒輪 10 的轉(zhuǎn)速為 1800r/min,已知該組齒輪傳遞的功 率為 5.5KW,已知傳動比為 0.2576,假設(shè)齒輪對稱布置,使用壽命為 8 年,每年以89i 300 工作日計,兩班制,中等沖擊,齒輪單向回轉(zhuǎn)。 1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇 因傳遞功率不大、轉(zhuǎn)速不高、材料按 表 7-1 選取，都采用 55 鋼，鍛造毛坯，大齒輪正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。 齒輪精度用 6 級，軟齒表面粗糙度為 1.6。aR 軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性， ，取齒輪 8 的齒數(shù)為 17，則齒輪 9 為 17/0.2576=66 2、設(shè)計計算 （1） 、設(shè)計準(zhǔn)則 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 （2） 、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 2 311)(2uKTZddHEt =9.551T mNnp .13290.78065.9066 由圖 7-6 選取材料的接觸疲勞極限應(yīng)力為: ,aHMP58lim2aHPmin2 由圖 7-7 選取材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力為: , aF30li1 aF10li2 16 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N 由式(7-3)計算 =6/830178061 9107.2u9.26. 由圖 7-8 查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) , 1.021NZ2 由圖 7-9 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) , 1,1Y 由表 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù) 1,彎曲疲勞安全系數(shù) 1.4,又minHSminFS =2.0,試選 1.3STYtK 由前面的式子求得許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 2 aNHmMPZS5801li 2 alin7212 2 aNFST PY32814.01lim1 2 aFSTM2li2 將有關(guān)值代入式子 得 = =59.17 2311)(2uKZddHEt 326831903.57190.8. 則 1.440611nVtsm/ 查圖 7-10 得 ; 由表 7-3 查得 ;由表 7-4 查得 ;取9.v 2.AK05.1K ;則K 4310519.2KVAH 修正 2mdt .603.17593.141zm8./60/1 17 由表 7-6 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 5.3m 3校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 由圖 7-18 查得 2.41FSY0.42FS 取 7.0 由式（7-12）校核大小齒輪的彎曲強(qiáng)度 2 121321 87.6.0453.719FaFSdF MPYmZKTI 2 .408.62122 FaFSF P 所以，初選的齒輪齒數(shù)和計算出的模數(shù)符合要求。 求得齒輪 8 和 9 的齒數(shù)和模數(shù)分別為 z8=17 m8=3.5 z9=66 m9=3.5 其中齒輪 8 的齒數(shù)為 17，有可能會發(fā)生根切現(xiàn)象，所以要修正齒輪，用變位修 正法求得 8 齒輪的變位系數(shù)為+0.218。用同樣的方法可以求得其他齒輪的變位系數(shù)。 列出各齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、和變位系數(shù) 編號 模數(shù) 齒數(shù) 齒形角 變位系數(shù) 1 3 30 20+0.5 2 3 42 +0.8 3 3 24 0 4 3 48 20-0.5 5 3 33 0 6 3 47 0 7 3 27 200 8 3 54 +0.218 9 3 21 0 18 10 3 59 20+0.169 11 3 35 0 12 3 69 0 13 3 21 200 14 3 83 0 齒輪材料為 45 鋼,熱處理為齒部淬火處理 HRC40-45。 4.1.3 齒輪的精度設(shè)計； 齒輪精度設(shè)計的方法及步驟：1、確定齒輪的精度等級； 2、齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定； 3、計算齒輪副側(cè)隙和確定齒厚極限偏差代號； 4、確定齒坯公差和表面粗糙度； 5、公法線平均長度極限偏差的換算； 6、繪制齒輪零件圖。 以齒輪 9 為例：齒數(shù)為 66，模數(shù)為 3.5,變位系數(shù)為 0。 確定齒輪的精度等級 由于該齒輪是主軸箱內(nèi)的齒輪，對傳動精度和穩(wěn)定性的要求都比較高，主要要 求的是傳動平穩(wěn)性精度等級。據(jù)圓周速度 106dnvsm/1.46035. 對于如此要求高的齒輪采用 6 級精度。 齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 該齒輪屬中等精度，且為批量生產(chǎn)查表 12-3 選定 、 、 、iFWifF 組成檢驗方案。根據(jù) 及mmzd23165.1b271 查表 12-13、表 12-14、表 12-15 可得公差值： 第公差組 36rF45pF 第公差組 9f 1ptf 10bf 第公差組 計算齒輪副側(cè)隙和確定齒厚極限偏差代號代號 19 計算齒輪副的最小極限側(cè)隙 由表 12-10 按油池潤滑和 查得minj smv/1.4035.1.0.1 nj 6si)(221tta 根據(jù)齒輪和箱體的材料，從材料手冊上查得，鋼和鑄鐵的線膨脹系數(shù)分別為 ， 。c/105.61c/05.62 傳遞的中心距 6mzma25.14)7(3)1( 所以， jn 8.0.254 確定齒厚極限偏差代號 齒厚上偏差 由式（12-15） 6 nbnnas FfjfEcos2104.2t 11 式中 前面已查得F9m 由表 12-14 按 6 級精度查得pbf m1fpb2 由表 12-17 按 145.5，6 級精度查得 ，mfa20 所以，代入數(shù)據(jù)得 ，Es5 因為 1ptf56ptsfE 由圖 12-29 或者 12-9 查得齒厚的上偏差代號為 G，因此6ptsf 齒厚下偏差 可知 62tan2rSbFT 查表 12-13，6 級精度齒輪 ，查表 12-11，mr36 20 ，所以mITbr 91726.182. s 24.730tan ESsi 5.123ptsifE 由圖 12-29 或表 12-9 查得齒厚下偏差代號為 K，因此mEsi 132 至此，小齒輪的精度為：6GK GB10095-88 確定齒坯公差、表面粗糙度 齒輪內(nèi)孔是加工、檢驗及安裝的定位基準(zhǔn)，對 6 級精度的齒輪，由表 12-18 查 得：內(nèi)孔尺寸公差為 IT7，內(nèi)孔直徑為 85mm,偏差按基準(zhǔn)孔 H 選取，即齒輪內(nèi)孔的下 偏差為 0，上偏差為+0.022。內(nèi)孔的形狀公差按 6 級決定或遵守包容原則。 定位端面的端面圓跳動公差由表 12-19 查得為 0.014mm。 齒頂圓只作為切齒加工的找正基準(zhǔn)，不作為檢驗基準(zhǔn)，故其公差選用 IT11，齒 頂圓直徑 ，偏差按基準(zhǔn)軸 h 選取,即下偏差為-0.290，上偏mhdaa2381 差為 0。 齒輪的表面粗糙度按 7 級查表 12-20，各表面粗糙度 分別為：齒面 =1.6,aRaR 內(nèi)孔 =1.6,基準(zhǔn)端面 =3.2,齒頂圓 =6.3。aRaRaR 公法線平均長度極限偏差的換算 公法線的公稱長度 W 及其跨齒數(shù) k,可從機(jī)械設(shè)計有關(guān)手冊中查得或按式 12-7 和式 12-8 求得 跨齒數(shù) 85.09/6./zk 6724.80614.0)6(4713)12(47. zm 該齒輪為中模數(shù)齒輪，控制側(cè)隙的指標(biāo)宜采用公法線平均長度極限偏差 ，wisE 按換算式 12-20、式 12-21、式 12-22 得 6mFEnrnswm 9.702sin367.02cos6si72.0co 6rsii 1513 21 第五章 主軸的設(shè)計和驗算 5.1 主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 機(jī)床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支承。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。 傳動軸應(yīng)保證這些傳動件或機(jī)構(gòu)能正常工作。 傳動軸應(yīng)有足夠的強(qiáng)度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承 工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大。 兩軸中心距誤差和軸心線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 所以，在設(shè)計軸時要充分考慮軸的強(qiáng)度剛度等因素。在選擇材料和估算直徑都 要滿足條件，估算完以后還要對軸的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行校核。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要是使軸的各部分具有合理的結(jié)構(gòu)和尺寸。 影響軸的結(jié)構(gòu)的因素很多，因此軸的結(jié)構(gòu)沒有標(biāo)準(zhǔn)形式。設(shè)計時，必須針對軸 的具體情況作具體分析，全面考慮解決。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計的主要要求是： 裝在軸上的零件有確定的位置。且布置合理。 軸受力合理，能可靠地傳遞力和轉(zhuǎn)矩，有利于提高強(qiáng)度和剛度。 具有良好的工藝性。 便于安裝和調(diào)整。 節(jié)省材料，減輕質(zhì)量。 軸（輸入軸）的設(shè)計 軸的特點:1將運(yùn)動傳入變速箱的齒輪，一般都安裝在軸端，軸變形較大， 結(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加強(qiáng)軸的剛度或使軸不受帶的拉力（帶輪卸荷）;2若軸上安裝正 反向的離合器，由于組成離合器的零件很多，在箱內(nèi)裝配很不方便，一般都希望在 箱外將軸組裝好后在整體裝入箱內(nèi)（最好連皮帶輪也組裝在上面） 。 22 卸荷裝置:帶輪將動力傳到軸有兩類方式：一類是帶輪直接裝在軸上。除了 傳遞扭矩外，帶的拉力也作用在軸上。另一類是帶輪裝在軸承上，軸承裝在套筒 （法蘭盤）上，傳給軸的只是扭矩，徑向力由固定在箱體上的套筒承受。這種結(jié)構(gòu) 稱為卸荷裝置。 5.2 主軸的強(qiáng)度校核 5.2.1 選擇軸的材料 由于這個車頭箱傳動的功率不大，分別為 4 和 5.5KW，對其重量和尺寸也無特 殊要求，故此輸入軸采用 45 鋼。 5.2.2 初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑，查表 10-2(見參考書 2)得 C=106117，考慮到安裝帶輪 的軸段僅受扭矩作用，取 C=106,則 2 mnpCd06.2354.10633mi 5.2.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1) 各軸段直徑的確定 初估直徑后就可按照軸上零件的安裝順序 ,從 處開mind 始逐段確定直徑。考慮到軸段 1 上安裝帶輪，上面將安裝有軸承為了符合軸承內(nèi)徑 系列，即軸段的直徑應(yīng)與軸承型號的選擇同時進(jìn)行，取軸承代號為 6306 的深溝球軸 承，其內(nèi)孔直徑為 30，同理可取其他各段軸的內(nèi)徑； （2）各軸長度的選擇 軸段一處上要安裝有帶輪、軸承、密封圈等，根據(jù)這些 部件的尺寸，可以得出各段軸段的長度。各個軸段尺寸的確定主要是根據(jù)軸上零件 的轂長或軸上零件配合部分的長度確定。而另一些軸段的長度除與軸上零件有關(guān)外， 還與箱體及軸承蓋等零件有關(guān)。通常從齒輪端面開始，為避免轉(zhuǎn)動零件與不動零件 干涉，取齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離 H=15mm,考慮箱體的鑄造誤差，軸承內(nèi)端面應(yīng) 距箱體內(nèi)壁一段距離，取 ，考慮上下軸承座的聯(lián)接，取軸襯座寬度為m5 45mm。 （3）軸上倒角及圓角為了保證軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊 推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。為方便加工，其他軸肩圓角半徑均取為 1mm，根據(jù)標(biāo) 23 準(zhǔn) ，軸的左右端倒角均為 。4.603/TGB451 上述確定尺寸和結(jié)構(gòu)的過程，與畫草圖同時進(jìn)行，結(jié)構(gòu)設(shè)計草圖（見下圖-a） fedFR1VL=40.5帶 輪cba軸 承 H29MVFR2aL3=7.1齒 輪 HTtr 5.2.4 軸的受力分析 2.740tgFr (1)畫軸的受力簡圖(見上圖-b)，因為齒輪為直齒圓柱齒輪，所以,齒輪上不存 在軸向力。 (2)計算支承反力 在水平面上 NLFrHR 06.2435.96107231 Hr 1.9.412 在垂直面上 NFtVR 5.02/39/21 (3)畫彎矩圖（見上圖-c d e） NmTt 3951368 24 在水平面上 ，a-a 剖面左側(cè) mNLFMHRa .486.1906.2431 a-a 剖面右側(cè) Ra .7.2 在垂直面上 mNLFVRAvaV .45983.10.932 合成彎矩 a 剖面左側(cè)和右側(cè)的彎矩相同 MMaVaHa .5410243.9846 222 (4)畫彎矩圖（見上圖-f） 轉(zhuǎn)矩 T= mNdFt .1503/68/ (5)判斷危險截面 顯然，a-a 面處無論是彎矩還是扭矩都為最大，a-a 面為危險截面 (6)軸的彎扭合成強(qiáng)度校核 由表 10-1 查得 ，abMP51abP10 在 a-a 截面左側(cè) 2 aMmdtbW63.2402)5(40.2)(1.0 333 合適。 (7)軸的疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)校核 由表 10-1 查得 ， ， ； ，aBMP650aP301aP152.0 。1.0 在 a-a 截面左側(cè) 23 223 1094)5(12640.)(2. mdtbWT 由附表 10-1 查得 ， ；由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) ，1K3. 81.0 ；軸經(jīng)磨削加工，由附表 10-5 查得表面質(zhì)量系數(shù) 。則76.0 0.1 25 彎曲應(yīng)力 ab MPWM1.9203/ 應(yīng)力幅 aa. 平均應(yīng)力 m 切應(yīng)力 aTPW90.12356 ama M45. 安全系數(shù) 67.21mKS 45.1m 6.92S 查表 10-6 得許用安全系數(shù) ，顯然 ，故，a-a 截面安全,即整個5.13ss 軸都是安全的，其彎扭合成強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度均是足夠的。 5.3 主軸的剛度校核 軸受載后要發(fā)生彎曲和扭轉(zhuǎn)變形，如果變形過大，會影響軸上零件正常工作。 傳動軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷 和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大 變形。剛度要求保證軸在（彎曲、軸向、扭轉(zhuǎn)）不致產(chǎn)生過大的變形（彎曲、失穩(wěn)、 轉(zhuǎn)角） 。如果剛度不足，軸上的零件如齒輪、軸承等將由于軸的變形過大而不能正常 工作，或者產(chǎn)生振動和噪聲、發(fā)熱、過早磨損而失效。因此，必須保證傳動軸有足 夠的剛度。通常，先按扭轉(zhuǎn)剛度估算軸的直徑，畫出草圖之后，再根據(jù)受力情況、 結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)尺寸，驗算彎曲剛度。 軸的直徑按扭轉(zhuǎn)剛度估算，上文已完成，估算出的直徑為 40mm. 車床傳動軸的彎曲剛度驗算，主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度 y 和傾角 。各類軸的撓度 y 和傾角 ，應(yīng)小于彎曲剛度的許用值Y和值，即： 26 yY；值，即： 軸的彎曲變形的允許值： 安裝齒輪的軸允許的撓度為（0.010.03）m 計算軸本身彎曲變形產(chǎn)生的撓度 y 和傾角 時,一般常將軸簡化為集中載荷下 的簡支梁,當(dāng)軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時,可把軸看作等徑軸,采用平均 直徑（ )來計算。計算公式為：圓軸：平均直徑id id1 慣性矩 641I 軸為圓軸,其平均直徑 mid403501 慣性矩 4 4411266Il=296.5c40 xb1軸 承帶 輪 a7x齒 輪 yp 計算撓度: a 段內(nèi): 1)4.195.26(14026.95)(6 2722 xxxblEIPxyx 其中 P-力載荷(N) I-截面慣性矩 M-彎矩載荷 -傾角 y-撓度 x-所求之點距離 E-軸材料的彈性模量,鋼材 E= aMP 7 b 段內(nèi): 1)(6)(22xlEIlPayx 27 c 段內(nèi): 1)1(62)1(xEIlbaPxyBx 由圖分析得, a 段內(nèi)撓度 1)4.195.26(402.95)(6 272 xblIx x 的值為 0 和 97.1 之間由求導(dǎo)得 x 的值為 97.1 時,撓度最大,其撓度值為 0.0025081,而軸的撓度的允許值為(0.010.03)m,其中 m 為齒輪模數(shù), 所以,y=0.030.09mm 可知 a 段內(nèi)撓度y b 段內(nèi)撓度 = )(6)(22axlEIlPyx 11.97)5.6(.91540. 227 x 對式子求導(dǎo),得到撓度為最大時, 求得 其撓度值也y 再由公式計算得到幾個受力端點處的撓度,由計算可得同樣y 所以,撓度符合要求 傾角的校核 由分析可知,最大傾角出現(xiàn)在左支承點處 其傾角為 弧度67 10.25.9612406)7(.9156)( EIlaPb 左支承處裝有深溝球軸承,其許用傾角為=0.0025rad 可得最大傾角許用傾角 所以軸的剛度符合要求. 28 第六章 自動夾緊裝置的設(shè)計 本次設(shè)計的夾緊工件的裝置采用自動夾緊裝置，主要是靠步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動滾珠絲 桿，在數(shù)控車床的回轉(zhuǎn)工作臺上安裝此自動夾緊裝置?？款愃扑淖サ臋C(jī)構(gòu)，有四個 相同的壓緊機(jī)構(gòu)分布在工件四周，四周的四個機(jī)構(gòu)都相同，四個安裝的夾緊壓塊便 裝置在四個相同的機(jī)構(gòu)上。 6.1 步進(jìn)電機(jī)的設(shè)計 1、確定運(yùn)行時間 本次設(shè)計加速時間 01(t-)6Vl 負(fù)載速度（m/min）Vl 有速度可知每秒上升 50mm， .032=1.6ls 2.電機(jī)轉(zhuǎn)速 電 機(jī) VlnPBm為 絲 桿 導(dǎo) 程 ， 本 次 設(shè) 計 的 絲 桿 導(dǎo) 程 我 們 取 5，=5.0m240/in.5電 機(jī) VlnrPB 3.負(fù)載轉(zhuǎn)矩 .312.51.73209BgMTLNm 29 式中： :0.32g.5m9摩 擦 系 數(shù) ， ?。?負(fù) 載 重 量 ，： 絲 桿 導(dǎo) 程 ，： 傳 動 效 率 ， 取MKPB 4.負(fù)載慣量 上下垂直運(yùn)動 22 20.5().01679(.)PBJLMkgm 絲桿螺母慣量 434527.8.23.0(.)322BD 式中 :7.804m.25BLD密 度 ， ?。?絲 桿 長 度 ， ?。?絲 桿 直 徑 ， 取 總慣量 23(.)LMBJkg 5.電機(jī)轉(zhuǎn)矩 啟動轉(zhuǎn)矩 12()263.9(0.32)1.5601SNJLJMT Nmt 必須轉(zhuǎn)矩 .MTSNm S 為安全系數(shù)，這里取 1.0 根據(jù)以上得出數(shù)據(jù)， 我們選用步進(jìn)電機(jī)型號為 130D-0105-20AAK-2LS。選擇的廠家為松下電機(jī)。 電機(jī)額定功率為 0.75KW， 額定轉(zhuǎn)矩為 1.3N.m， 最大轉(zhuǎn)矩為 2.6N.m， 30 額定轉(zhuǎn)速為 3000r/min。 外形尺寸 130 x130 x214，電機(jī)輸出軸徑為 22mm。 6.2 滾珠絲桿的設(shè)計 滾動螺旋傳動主要承受軸向力。由于螺母和螺桿間有較大的滑動摩擦，因而磨 損是其主要的失效形式。滾動螺旋的基本尺寸（螺桿的直徑和螺母的高度），通常 是根據(jù)耐磨性條件來確定的。受力較大的螺旋傳動，還應(yīng)校核螺桿危險截面和螺母 螺紋牙的強(qiáng)度，以防止發(fā)生塑性變形或斷裂；要求自鎖的螺桿，要求校核其自鎖性； 精密的傳導(dǎo)螺桿，應(yīng)該校核其剛度，以免因受力導(dǎo)致螺距變化引起傳動精度降低； 長徑比較大的螺桿，應(yīng)校核其穩(wěn)定性，以防止軸向受載后失穩(wěn)；高速的長螺桿還應(yīng) 校核起臨界轉(zhuǎn)速，以防止過大的橫向振動。具體設(shè)計時應(yīng)根據(jù)傳 動的類型、工作條件及其失效形式等，選擇不同的設(shè)計準(zhǔn)則，而不必逐項進(jìn)行校核。 表 6.1 滾珠絲桿螺旋傳動的材料選擇 螺旋副 材料牌號 應(yīng)用范圍 Q235、Q275、45、50 材料不經(jīng)熱處理，使用于經(jīng)常運(yùn)動，受力不 大，轉(zhuǎn)速較低的傳動 40Cr、65Mn、T12、40WMn 、18CrMnTi 材料需經(jīng)熱處理，以提高其耐磨性，適用于 重載、轉(zhuǎn)速較高的重要傳動 螺桿 9Mn2V、CrWMn、38CrMo Al 材料需經(jīng)熱處理，以提高其尺寸的穩(wěn)定性， 適用于精密傳導(dǎo)螺旋傳動 螺母 ZCu10P1、ZCu5Pb5Zn5 材料耐磨性好，適用于一般傳動 31 ZCuAl9FeNi4Mn2 ZCuZn25Al6Fe3Mn3 材料耐磨性好，強(qiáng)度高，適用于重載、低速 的傳動。對于尺寸較大或高速傳動，螺母可采用 鋼或鑄鐵制造，內(nèi)孔澆注青銅或巴氏合金 1、滾珠絲桿的設(shè)計 （1）滾珠絲桿螺母副，橫向絲桿的最大軸向載荷為 2000N，支承間最大距離為 400mm，要求定位精度為 0.001mm，滾珠絲桿的負(fù)荷包括運(yùn)動部件的重量所 引起的進(jìn)給抗力。應(yīng)按額定靜載荷選用。 0maxdHCfP 載荷性質(zhì)系數(shù)為 1df 動載荷硬度影響系數(shù)， =1 Hf 最大軸向載荷maxP 定靜載荷為 C0 2000N，查表得使用壽命時間 T=15000h，初選絲桿螺距 t=5mm，得絲桿轉(zhuǎn)速 n/min10a102Vnt= 由于絲桿螺距為 5，可選 W 系列完循環(huán)絲桿副尺寸系列 W2005-2.5 圈一列滾珠 絲桿螺母副的幾何參數(shù)計算，見表 6.2 所示： 表 6.2 滾珠絲桿螺母副幾何參數(shù) 名 稱 符 號 計算公式和結(jié)果（mm） 公稱直徑 0d25 螺 距 t 5 接觸角 4 鋼球直徑 qd3.175 螺紋滾道法面半徑 R0.521.6qd= 偏心距 e()sin049b- 螺紋滾道 螺紋升角 0.37tarcgdp 32 螺桿外徑 d0(.25)19.4qd=-= 螺桿內(nèi)徑 l 678fdeR+螺桿 螺桿接觸直徑 z0cos.zqb- 螺母螺紋外徑 D23.12e= 螺母 螺母內(nèi)徑（外循環(huán)） 110(.5)qdd+ 螺母長度 Ln 33 （2）傳動效率計算 （2.23）()tghj=+ 式中： 摩擦角； 絲桿螺紋升角。0.96()tgj （3）剛度驗算，滾珠絲桿受工作負(fù)載 P 引起的導(dǎo)程 的變化量pL （2.24）1pLEF Y向所受牽引力大，故應(yīng)用Y向參數(shù)計算 （N） （cm）40P0.5pL= ( ) (材料為 45 鋼)62.1E=2cm （ ）.3.13FRp2c 所以 （cm） 6620.512.1940.3L 絲桿因受扭矩而引起的導(dǎo)程變化量 很小，可以忽略。所以導(dǎo)程誤差2LD 33 610102.944.975L )/(m 查表知 C 級精度的絲桿允許誤差 6 ，故剛度足夠。m （4）穩(wěn)定性驗算，由部件自重產(chǎn)生的使絲桿回轉(zhuǎn)的扭矩 為fM2fGSMhp=20.5961.28734f 式中 G移動部件自重 S導(dǎo)程（ cm） 逆?zhèn)鲃有?，由于滾珠絲桿副的正傳動效率和逆?zhèn)鲃有式葡嗟?，h 因此，一般用正傳動效率 代替 。h N.cm 可知 110BF004 反應(yīng)式步進(jìn)電動機(jī)帶20.5961.28734fM 動絲桿螺母副時不會發(fā)生逆向傳動 （5）軸承的選擇，初選 6005，工作時為輕度沖擊，正常工作溫度，預(yù)期壽命 為 5000h，絲桿在工作的過程中受軸向載荷作用，且最大軸向載荷為 Fa=200N.查手 冊可知道 6005 的基本額定負(fù)載 Cr=4.32kN,基本額定負(fù)載荷 Cor=2.50Kn。 為了能安裝方便本次設(shè)計中 6005 軸承可以用帶座軸承代替，選用軸承的型號為 UCFU203 軸承。 Fa/Cor=e=0.228 查表可知道 e=0.38 當(dāng)量負(fù)載的計算 P=200N 可算得軸承壽命 6