數(shù)控機(jī)床主傳動系統(tǒng)設(shè)計

數(shù)控機(jī)床主傳動系統(tǒng)設(shè)計,數(shù)控機(jī)床,傳動系統(tǒng),設(shè)計 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 目 錄 第一章 引言 1 第二章 設(shè)計方案論證與擬定 2 2.1 總體方案的論證 2 2.2 總體方案的擬定 2 2.3 主傳動系統(tǒng)總體方案圖及傳動原理 2 第三章 設(shè)計計算說明 5 3.1 主運(yùn)動設(shè)計 5 3.1.1 參數(shù)的確定 5 3.1.2 傳動設(shè)計 6 3.1.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定 8 3.1.4 帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定 12 3.1.5 傳動件的設(shè)計 19 3.2 縱向進(jìn)給運(yùn)動設(shè)計 38 3.2.1 滾珠絲桿副的選擇 38 3.2.2 驅(qū)動電機(jī)的選用 42 結(jié) 論 47 小 結(jié) 48 致 謝 49 參考文獻(xiàn) 50 第一章 引 言 當(dāng)前的世界已進(jìn)入信息時代，科技進(jìn)步日新月異。生產(chǎn)領(lǐng)域和高科技領(lǐng)域中的競爭日益加劇，產(chǎn)品技術(shù)進(jìn)步、更新?lián)Q代的步伐不斷加快?，F(xiàn)在單件小批量生產(chǎn)的零件已占到機(jī)械加工總量的80%以上，而且要求零件的質(zhì)量更高、精度更高，形狀也日趨復(fù)雜化，這是擺在機(jī)床工業(yè)面前的一個突出問題。為了解決復(fù)雜、精密、單件小批量以及形狀多變的零件加工問題，一種新型的機(jī)床——數(shù)字控制(Numerical control)機(jī)床的產(chǎn)生也就是必然的了。 此次設(shè)計是數(shù)控機(jī)床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計，其中包括機(jī)床的主運(yùn)動設(shè)計，縱向進(jìn)給運(yùn)動設(shè)計，還包括齒輪模數(shù)計算及校核，主軸剛度的校核等。 第二章 總體方案論證與擬定 2.1 總體方案的論證 數(shù)控車床是基于數(shù)字控制的，它與普通車床不同，因此數(shù)控車床機(jī)械結(jié)構(gòu)上應(yīng)具有以下特點： 1． 由于大多數(shù)數(shù)控車床采用了高性能的主軸，因此，數(shù)控機(jī)床的機(jī)械傳動結(jié)構(gòu)得到了簡化。 2． 為了適應(yīng)數(shù)控車床連續(xù)地自動化加工，數(shù)控車床機(jī)械結(jié)構(gòu)，具有較高的動態(tài)剛度，阻尼精度及耐磨性，熱變形較小。 3． 更多地采用高效傳動部件，如滾動絲桿副等。CNC裝置是數(shù)控車床的核心，用于實現(xiàn)輸入數(shù)字化的零件程序，并完成輸入信息的存儲，數(shù)據(jù)的變換，插補(bǔ)運(yùn)算以及實現(xiàn)各種控制功能。 2.2 總體方案的擬定 1． 根據(jù)設(shè)計所給出的條件，主運(yùn)動部分z=18級，即傳動方案的選擇采用有級變速最高轉(zhuǎn)速是2000r/min，最低轉(zhuǎn)速是40r/min，。 2． 縱向進(jìn)給是一套獨立的傳動鏈，它們由步進(jìn)電機(jī)，齒輪副，絲桿螺母副組成，它的傳動比應(yīng)滿足機(jī)床所要求的。 3． 為了保證進(jìn)給傳動精度和平穩(wěn)性，選用摩擦小、傳動效率高的滾珠絲桿螺母副，并應(yīng)有預(yù)緊機(jī)構(gòu)，以提高傳動剛度和消除間隙。齒輪副也應(yīng)有消除齒側(cè)間隙的機(jī)構(gòu)。 4． 采用滾珠絲桿螺母副可以減少導(dǎo)軌間的摩擦阻力，便于工作臺實現(xiàn)精確和微量移動，且潤滑方法簡單。 2.3主傳動系統(tǒng)總體方案圖及傳動原理 1. 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)圖 數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)見圖2.1。整個主傳動系統(tǒng)主要由主運(yùn)動傳動鏈和縱向進(jìn)給傳動鏈組成。 圖2.1 總的傳動系統(tǒng)圖 2. 傳動原理 主軸部件是機(jī)床實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的執(zhí)行件，結(jié)構(gòu)如圖2.2所示，其工作原理如下： 交流主軸電動機(jī)通過帶輪15把運(yùn)動傳給主軸7。主軸有前后2個支承。前支承由一個圓錐孔雙列圓柱滾子軸承11和一對角接觸球軸承10組成，軸承11用來承受徑向載荷，兩個角接觸球軸承一個大口向外（朝向主軸前端），另一個大口向里（朝向主軸后端），用來承受雙向的軸向載荷和徑向載荷。前支承軸的間隙用螺母8來支撐。螺釘12用來防止螺母8回松。主軸的后支承為圓錐孔雙列圓柱滾子軸承14，軸承間隙由螺母1和6來調(diào)整。螺釘17和13是防止螺母1和6回松的。主軸的支承形式為前端定位，主軸受熱膨脹向后伸長。前后支承所用圓錐孔雙列圓柱滾子軸承的支承剛性好，允許的極限轉(zhuǎn)速高。前支承中的角接觸球軸承能承受較大的軸向載荷，且允許的極限轉(zhuǎn)速高。主軸所采用的支承結(jié)構(gòu)適宜低速大載荷的需要。主軸的運(yùn)動經(jīng)過同步帶輪16和3以及同步帶2帶動脈沖編碼器4，使其與主軸同速運(yùn)轉(zhuǎn)。脈沖編碼器用螺釘5固定在主軸箱體9上。 圖2.2 主軸部件 第三章 設(shè)計計算說明 3.1 主運(yùn)動設(shè)計 3.1.1 參數(shù)的確定 一. 了解車床的基本情況和特點---車床的規(guī)格系列和類型 1. 通用機(jī)床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設(shè)計時應(yīng)該遵照的基礎(chǔ)。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設(shè)計中的車床是普通型車床，其品種，用途，性能和結(jié)構(gòu)都是普通型車床所共有的，在此就不作出詳細(xì)的解釋和說明了。 2.車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79，JB/Z143-79）： 最大的工件回轉(zhuǎn)直徑D（mm）是400；刀架上最大工件回轉(zhuǎn)直徑D1大于或等于200；主軸通孔直徑d要大于或等于36；主軸頭號（JB2521-79）是6；最大工件長度L是750～2000；主軸轉(zhuǎn)速范圍是：32～1600；級數(shù)范圍是：18；縱向進(jìn)給量mm/r0.03～2.5；主電機(jī)功率（kw）是5.5～10。 二. 參數(shù)確定的步驟和方法 1. 極限切削速度umax﹑umin 根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：工序種類 ﹑工藝要求 刀具和工件材料等因素。允許的切速極限參考值如《機(jī)床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo)書》。然而，根據(jù)本次設(shè)計的需要選取的值如下： 取umax=300m/min； umin=30m/min。 2. 主軸的極限轉(zhuǎn)速 計算車床主軸的極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，按經(jīng)驗分別?。?.1～0.2）D和（0.45～0.5）D。由于D=400mm，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為： nmax=r/min ……………………………… 3.1 =2000r/min ； nmin=r/min …………………………… 3.2 =40r/min ； 由于轉(zhuǎn)速范圍 R = = …………………………… 3.3 = 50 ； 因為級數(shù)Z已知： Z=18級 。 現(xiàn)以Φ=1.26和Φ=1.41代入R= 得R=50和355 ，因此取Φ=1.26更為合適。 各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表中查出。標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表給出了以Φ=1.06的從1～10000的數(shù)值，因Φ=1.26=，從表中找到nmax=2000r/min，就可以每隔3個數(shù)值取一個數(shù)，得：2000，1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40。 3. 主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)z和公比￠ 已知 : =Rn Rn=且： z= 18= 4. 主電機(jī)功率—動力參數(shù)的確定 合理地確定電機(jī)功率N，使用的功率實際情況既能充分的發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。 目前，確定機(jī)床電機(jī)功率的常用方法很多，而本次設(shè)計中采用的是：估算法，它是一種按典型加工條件（工藝種類、加工材料、刀具、切削用量）進(jìn)行估算。根據(jù)此方法，中型車床典型重切削條件下的用量： 根據(jù)設(shè)計書表中推薦的數(shù)值： 取 P=5.5kw 3.1.2 傳動設(shè)計 一. 傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇 結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復(fù)雜的傳動并想由此導(dǎo)出實際的方案，就并非十分有效，可考慮到本次設(shè)計的需要可以參考一下這個方案。 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)有若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3…個傳動副。即 Z=Z1 Z2 Z3 ……………………………… 3.4 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= ……………………………… 3.5 可以有幾種方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已經(jīng)選定了的和本次設(shè)計所須的正確的方案列出，具體的內(nèi)容如下： 傳動齒輪數(shù)目 2x（3+3+2）+2x2+1=21個 軸向尺寸 19b 傳動軸數(shù)目 6根 操縱機(jī)構(gòu) 簡單，兩個三聯(lián)滑移齒輪，一個雙聯(lián)滑移齒輪 二. 組傳動順序的安排 18級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組，可以安排成：3x3x2，2x3x3，或3x2x3 選擇傳動組安排方式時，要考慮到機(jī)床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。在Ⅰ軸上摩擦離合器時，應(yīng)減小軸向尺寸，第一傳動組的傳動副不能多，以2為宜，本次設(shè)計中就是采用的2，一對是傳向正傳運(yùn)動的，另一個是傳向反向運(yùn)動的。 主軸對加工精度、表面粗糙度的影響大，因此主軸上齒輪少些為好，最后一個傳動組的傳動副選用2，或者用一個定比傳動副。 三. 傳動系統(tǒng)的擴(kuò)大順序的安排 對于18級的傳動可以有三種方案，準(zhǔn)確的說應(yīng)該不只有這三個方案，可為了使結(jié)構(gòu)和其他方面不復(fù)雜，同時為了滿足設(shè)計的需要，選擇的設(shè)計方案是： 18=3［1］3［3］2［9］ 傳動方案的擴(kuò)大順序與傳動順序可以一致也可以不一致，在此設(shè)計中，擴(kuò)大順序和傳動順序就是一致的。這種擴(kuò)大順序和傳動順序一致，稱為順序擴(kuò)大傳動。 四. 傳動組的變速范圍的極限植 齒輪傳動副最小傳動比umin≥，最大傳動比umax≤2，決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/nmin≤8。 因此，要按照參考書中所給出的表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。 極限傳動比及指數(shù)x，值為： 極限傳動比指數(shù) 1.26 x：umin== 6 值；umax==2 3 （x+）值：umin==8 9 五. 最后擴(kuò)大傳動組的選擇 正常連續(xù)的順序擴(kuò)大的傳動（串聯(lián)式）的傳動結(jié)構(gòu)式為： Z=Z1［1］Z2［Z1］Z3［Z1Z2］ 即是： Z=18=3［1］3［3］2［9］ 3.1.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定 運(yùn)動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機(jī)功率。在此基礎(chǔ)上，選擇電機(jī)型號，確定各中間傳動軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運(yùn)動的轉(zhuǎn)圖，使主運(yùn)動逐步具體化。 一. 主電機(jī)的選定 中型機(jī)床上，一般都采用三相交流異步電機(jī)為動力源，可以在系列中選用。在選擇電機(jī)型號時，應(yīng)按以下步驟進(jìn)行： 1. 電機(jī)功率N： 根據(jù)機(jī)床切削能力的要求確定電機(jī)功率。但電機(jī)產(chǎn)品的功率已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，因此，按要求應(yīng)選取相近的標(biāo)準(zhǔn)值。 N=5.5kw 2. 電機(jī)轉(zhuǎn)速nd 異步電機(jī)的轉(zhuǎn)速有：3000、1500、1000、750r/min 在此處選擇的是： nd=1500r/min 這個選擇是根據(jù)電機(jī)的轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速nmax和Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 3. 雙速和多速電機(jī)的應(yīng)用 根據(jù)本次設(shè)計機(jī)床的需要，所選用的是：雙速電機(jī) 4. 電機(jī)的安裝和外形 根據(jù)電機(jī)不同的安裝和使用的需要，有四種不同的外形結(jié)構(gòu)，用的最多的有底座式和發(fā)蘭式兩種。本次設(shè)計的機(jī)床所需選用的是外行安裝尺寸之一。具體的安裝圖可由手冊查到。 5. 常用電機(jī)的資料 根據(jù)常用電機(jī)所提供的資料，選用： 圖3.1 Y132S-4電動機(jī) Ⅰ軸從電機(jī)得到運(yùn)動，經(jīng)傳動系統(tǒng)化成主軸各級轉(zhuǎn)速。電機(jī)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，Ⅰ軸轉(zhuǎn)速不宜將電機(jī)轉(zhuǎn)速下降得太低。 但如果Ⅰ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，Ⅰ軸轉(zhuǎn)速不宜太高。 Ⅰ軸裝有離合器的一些機(jī)床的電機(jī)、主軸、Ⅰ軸轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)： 參考這些數(shù)據(jù)，可見，車床Ⅰ軸轉(zhuǎn)速一般取700～1000r/min。另外，也要注意到電機(jī)與Ⅰ軸間的傳動方式，如用帶傳動時，降速比不宜太大，否則Ⅰ軸上帶輪太大，和主軸尾端可能干涉。因此，本次設(shè)計選用： n1=960r/min 二. 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、震動等性能要求之間的矛盾。 中間傳動軸的轉(zhuǎn)速較高時（如采用先升后降的傳動），中間轉(zhuǎn)動軸和齒輪承受扭矩小，可以使用軸徑和齒輪模數(shù)小寫：d∝ 、 m∝，從而可以使用結(jié)構(gòu)緊湊。但是，這將引起空載功率N空和噪音Lp（一般機(jī)床容許噪音應(yīng)小于85dB）加大： N空=) KW ………………………… 3.6 式中： C---系數(shù)，兩支承滾動或滑動軸承C=8.5，三支承滾動軸承C=10； da---所有中間軸軸頸的平均直徑（mm）； d主—主軸前后軸頸的平均直徑（mm）； ∑n—主軸轉(zhuǎn)速（r/min）。 ……………… 3.7 （mz）a—所有中間傳動齒輪的分度圓直徑的平均值mm； （mz）主—主軸上齒輪的分度圓的平均值mm； q----傳到主軸所經(jīng)過的齒輪對數(shù)； β----主軸齒輪螺旋角； C1、K---系數(shù)，根據(jù)機(jī)床類型及制造水平選取。我國中型車床、銑床C1=3.5。車床K=54，銑床K=50.5。 從上訴經(jīng)驗公式可知：主軸轉(zhuǎn)速n主和中間傳動軸的轉(zhuǎn)速和∑n對機(jī)床噪音和發(fā)熱的關(guān)系。確定中間傳動軸的轉(zhuǎn)速時，應(yīng)結(jié)合實際情況作相應(yīng)修正： 1.功率教大的重切削機(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.速輕載或精密車床，中間軸轉(zhuǎn)速宜取低一些。 3.控制齒輪圓周速度u＜8m/s（可用7級精度齒輪）。在此條件下，可適當(dāng)選用較高的中間軸轉(zhuǎn)速。 三. 齒輪傳動比的限制 機(jī)床主傳動系統(tǒng)中，齒輪副的極限傳動比： 1.升速傳動中，最大傳動比umax≤2。過大，容易引起震動和噪音。 2.降速傳動中，最小傳動比umin≥1/4。過小，則使主動齒輪與被動齒輪的直徑相差太大，將導(dǎo)致結(jié)構(gòu)龐大。 圖3.2 主運(yùn)動的轉(zhuǎn)速圖 3.1.4 帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定 根據(jù)擬定的轉(zhuǎn)速圖上的各傳動比，就可以確定帶輪直徑和齒輪的齒數(shù)。 一. 帶輪直徑確定的方法、步驟 1.選擇三角型號 一般機(jī)床上的都采用三角帶。根據(jù)電機(jī)轉(zhuǎn)速和功率查圖即可確定型號（詳情見〈〈機(jī)床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo)〉〉4-1節(jié)）。但圖中的解并非只有一種，應(yīng)使傳動帶數(shù)為3～5根為宜。 本次設(shè)計中所選的帶輪型號和帶輪的根數(shù)如下： B型帶輪 選取3根 2.確定帶輪的最小直徑Dmin（D?。? 各種型號膠帶推薦了最小帶輪直徑，直接查表即可確定。 根據(jù)皮帶的型號，從教科書〈〈機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)教程〉〉 查表可?。? Dmin=140mm 3.計算大帶輪直徑D大 根據(jù)要求的傳動比u和滑功率ε確定D大。當(dāng)帶輪為降速時： 三角膠帶的滑動率ε=2%。 三角傳動中，在保證最小包角大于120度的條件下，傳動比可取1/7 ≤u≤3。對中型通用機(jī)床，一般取1～2.5為宜。 因此， 137.2mm≤D大≤343mm 經(jīng)查表?。? D大=212mm 二. 確定齒輪齒數(shù) 用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡單。根據(jù)要求的傳動比u和初步定出的傳動齒輪副齒數(shù)和Sz，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。 在本次設(shè)計中采用的就是常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）表就見教科書〈〈機(jī)床簡明設(shè)計手冊〉〉。 不過在表中選取的時候應(yīng)注意以下幾個問題： 1. 不產(chǎn)生根切。一般去Zmin≥18～20。 2. 保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚δ≥2mm，一般取δ>5mm則zmin≥6.5+，具體的尺寸可參考圖。 3. 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應(yīng)該相等。若莫數(shù)相同時，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，常常滿足比了上述要求。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3～4個齒。 4. 防止各種碰撞和干涉: 三聯(lián)滑移齒輪的相鄰的齒數(shù)差應(yīng)大于4。應(yīng)避免齒輪和軸之間相撞，出現(xiàn)以上的情況可以采用相應(yīng)的措施來補(bǔ)救。 5. 在同時滿足以上的條件下齒輪齒數(shù)的確定已經(jīng)可以初步定出，具體的各個齒輪齒數(shù)可以見傳動圖上所標(biāo)寫的。 6. 確定軸間距： 軸間距是由齒輪齒數(shù)和后面計算并且經(jīng)驗算而確定的模數(shù)m而確定的，具體的計算值如下（模數(shù)和齒輪的齒數(shù)而確定的軸間距必須滿足以上的幾個條件）： Ⅰ軸與Ⅱ軸之間的距離： 取m=2.5mm，由轉(zhuǎn)速圖而確定 …………………… 3.8 齒輪1與2之間的中心距： ……………………… 3.9 Ⅱ軸與Ⅲ軸之間的距離： 取m=2.5mm，由轉(zhuǎn)速圖而確定的傳動比見圖， ………………………… 3.10 齒輪3與4之間的中心距： …………………………… 3.11 Ⅲ軸與Ⅳ軸之間的距離： 取m=3.5mm，由轉(zhuǎn)速圖而確定的傳動比 ……………………… 3.12 齒輪9與10之間的中心距： …………………………… 3.13 Ⅳ軸Ⅴ軸之間的中心距離： 取m=3.5mm，由轉(zhuǎn)速圖而確定的傳動比 …………………… 3.14 ……………………… 3.15 主軸到脈沖軸的中心距： 取m=3.5mm，傳動比 ………………………… 3.16 ……………………… 3.17 Ⅰ軸到反轉(zhuǎn)軸Ⅵ軸的中心距： 取m=2.5mm，傳動比 …………………………… 3.18 …………………………… 3.19 由齒頂高 …………………………… 3.20 齒頂高和齒跟高只與所取的模數(shù)m有關(guān)。 可知取m=2.5mm時， 取m=3.5mm時： 三. 主軸轉(zhuǎn)速系列的驗算 主軸轉(zhuǎn)速在使用上并不要十分準(zhǔn)確，轉(zhuǎn)速稍高或稍低并無太大影響。但標(biāo)牌上標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列的數(shù)值一般也不允許與實際轉(zhuǎn)速相差太大。 由確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計理論值難以完全相符合，需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過正負(fù)10（ψ-1）%。即 ％或 按公式： Δn=-2%～+6% ………………………………… 2.21 如果超差，要根據(jù)誤差的正負(fù)以及引起誤差的主要環(huán)節(jié)，重新調(diào)整齒數(shù)，使轉(zhuǎn)速數(shù)列得到改善。 主運(yùn)動傳動鏈的傳動路線表達(dá)式如下： 圖3.3 主傳動路線 所有主軸的詳細(xì)的校核如下： 輸入到Ⅱ軸的轉(zhuǎn)速 ……… 3.22 1. ………………… 3.23 ………………………………… 3.24 2.…………………… 3.25 ………………………………………3.26 3. …………………… 3.27 ………………………………… 3.28 4. ……………………… 3.29 …………………………………………3.30 5. …………………… 3.31 ……………………………………3.32 6. …………………… 3.33 ……………………………………… 3.34 7. …………………… 3.35 ………………………………………3.36 8. …………………… 3.37 ……………………………………… 3.38 9. ………………………3.39 ………………………………………3.40 10. …………………… 3.41 ……………………………………………3.42 11. ………………… 3.43 ……………………………………… 3.44 12. …………………… 3.45 ………………………………………… 3.46 13. …………………… 3.47 ……………………………………… 3.48 14. …………………… 3.49 ………………………………………… 3.50 15. …………………… 3.51 …………………………………………3.52 16. ………………… 3.53 ………………………………………… 3.54 17. …………………… 3.55 …………………………………… 3.56 18. …………………… 3.57 ……………………………………………3.58 在主軸上的18級轉(zhuǎn)速分別校核后，都合格。 四. 傳動系統(tǒng)圖的繪制 計算結(jié)果，用規(guī)定符號，以是適當(dāng)比例方格紙上繪制出轉(zhuǎn)速圖和主傳動系統(tǒng)圖。 3.1.5 傳動件的設(shè)計 傳動方案確定后，要進(jìn)行方案的結(jié)構(gòu)化，確定個零件的實際尺寸和有關(guān)布置。為此，常對傳動件的尺寸先進(jìn)行估算，如傳動軸的直徑、齒輪模數(shù)、離合器、制動器、帶輪的根數(shù)和型號等。在這些尺寸的基礎(chǔ)上，畫出草圖，得出初步結(jié)構(gòu)化的有關(guān)布置與尺寸；然后按結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行主要零件的驗算，如軸的剛度、齒輪的疲勞強(qiáng)度等，必要時作結(jié)構(gòu)和方案上的修改，重新驗算，直到滿足要求。 對于本次設(shè)計，由于是畢業(yè)設(shè)計，所以先用手工畫出草圖，經(jīng)自己和指導(dǎo)老師的多次修改后，再用計算機(jī)繪出。 一. 三角帶傳動的計算 三角帶傳動中，軸間距A可以較大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，亦可因而緩和沖擊及隔離震動，使傳動平穩(wěn)。帶傳動結(jié)構(gòu)簡單，但尺寸，機(jī)床中多用于電機(jī)輸出軸的定比傳動。 1． 選擇三角帶的型號 根據(jù)計算功率Nj（kw）和小帶輪n1（r/min）查圖選擇帶的型號。 計算功率Nj=KWNd (kW) 式中 Nd—電機(jī)的額定功率， KW—工作情況系數(shù)。 車床的起動載荷輕，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，?。篕W=1.1 帶的型號是： B型號 2． 確定帶輪的計算直徑D1、D2 1） 小帶輪計算直徑D1 皮帶輪的直徑越小，帶的彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的使用壽命，小帶輪直徑D1不宜過小，要求大雨許用最小帶輪直徑Dmin，即D1≥Dmin。各型號帶對應(yīng)的最小帶輪直徑Dmin可查表。 D1=140r/min 2） 大帶輪計算直徑D2 …………………………………… 3.59 =212r/min 式中: n1--小帶輪轉(zhuǎn)速r/min; n2--大帶輪轉(zhuǎn)速r/min; ε--帶的滑動系數(shù),一般取0.02. 算后應(yīng)將數(shù)字圓整為整數(shù)。 3） 確定三角帶速度u 具體的計算過程如下： = ………………………………… 3.60 =10.6m/s 對于O、A、B、C型膠帶，5m/s≤u≤25m/s。 而u=5～10m/s時最為經(jīng)濟(jì)耐用。 此速度完全符合B型皮帶的轉(zhuǎn)速。 4） 初定中心距A0 帶輪的中心距，通常根據(jù)機(jī)床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內(nèi)選取： A0=（0.6～2）（D1+D2） mm ……………………… 3.61 =352（0.6～2）mm =211.2mm～704mm 取 A0=704 mm 距過小，將降低帶的壽命；中心距過大時，會引起帶振動。中型車床電機(jī)軸至變速箱帶輪的中心距一般為750～850mm。 5） 確定三角帶的計算長度L0及內(nèi)周長LN 三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。 ………………………… 3.62 = =1960.67mm 圓整到標(biāo)準(zhǔn)的計算長度 L=2033 mm 經(jīng)查表 LN=2000 mm 修正值 Y=33 6） 驗算三角帶的擾曲次數(shù)u ≤40 次/s （則合格） ………………………………… 3.63 式中：m--帶輪個數(shù)。如u超限?？杉哟驦（加大A）或降低u（減少D2、D1）來解決。 代入數(shù)據(jù)得 …………………………………………………… 3.64 =10.5 次/s ≤40 次/s 是合格的，不需作出任何修改。 7） 確定實際中心距A ………………………… 3.65 = 740 mm 8） 驗算小帶輪包角а1 ……………… 3.66 如果а1過小，應(yīng)加大中心距或加張緊裝置。 代入數(shù)值如下： =180°-5.6° =174.4°≥120° 經(jīng)校核合格。 9） 確定三角帶根數(shù)z ……………………………… 3.67 式中：N0--單根三角帶在 а1=180°、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值。 C1---包角系數(shù)。 參數(shù)的選擇可以根據(jù)書中的表差?。? N0=2.69 C1=0.98 Kw=1.1 帶入數(shù)值得： 所以，傳動帶根數(shù)選3根。 此公式中所有的參數(shù)沒有作特別說明的都是從《機(jī)床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo)》。 二. 傳動軸的估算和驗算 傳動軸除了應(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，不允許有較大的變形。因此，疲勞強(qiáng)度不是主要矛盾。除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強(qiáng)度。剛度要求保證軸在載荷下不致產(chǎn)生過大的變形。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。 1. 傳動軸直徑的估算 傳動軸直徑按扭矩剛度用下列公式估算傳動軸直徑： ……………………………………3.68 其中：N—該傳動軸的輸入功率 N=Ndη kw …………………………………………3.69 Nd—電機(jī)額定功率； η—從電機(jī)到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積（不計該軸軸承上的效率）。 nf—該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速r/min。 計算轉(zhuǎn)速nf是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動關(guān)系而確定，而中型車床主軸的計算轉(zhuǎn)速為： ……………………… 3.70 [ψ]—每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m），可根據(jù)傳動軸的要求選取。 根據(jù)參考書中所給出的公式和本次設(shè)計所必須滿足的條件，在傳動過程中所有軸的直徑的估算如下： nj（主）=nminψz/3-1 ……………………… 3.71 =125 r/min Ⅴ主軸 nj=n6=125 r/min ； Ⅳ 軸 nj=n7=160 r/min ； Ⅲ 軸 nj=n11=400 r/min ； Ⅱ 軸 nj=n14=800 r/min ； Ⅰ 軸 nj=960 r/min ； 由 ： ………………………3.72 則計算主軸Ⅴ和中間軸的直徑d如下： Ⅴ主軸 d5=64 mm ； Ⅳ 軸 d4=40 mm ； Ⅲ 軸 d3=40 mm ； Ⅱ 軸 d2=40 mm ； Ⅰ 軸 d1=30 mm ； 1. 傳動軸剛度的驗算： 1） 軸的彎曲變形的條件和允許值 機(jī)床主傳動的彎曲剛度驗算，主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的橈度y和傾角θ。各類軸的橈度y和裝齒輪和軸承處傾角θ，應(yīng)小于彎曲剛度的許用值[Y]和[θ]值，即： y≤[Y]； ………………… 3.73 θ≤[θ] ………………… 3.74 由于書寫量比較大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。 2） 軸的彎曲變形計算公式 計算軸本身變形產(chǎn)生的橈度y和傾角θ時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁，按參考書中的表中的有關(guān)公式進(jìn)行計算。 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，采用平均直徑來進(jìn)行計算。計算花鍵軸的剛度時可采用直徑或當(dāng)量直徑。 由于本次設(shè)計的說明書的篇幅和時間的關(guān)系就不在此詳細(xì)的列出了。但一般的計算公式為： ………………………………………………… 3.75 ……………………………………………… 3.76 矩形花鍵軸：平均直徑……………………………… 3.77 當(dāng)量直徑 …………………………………………… 3.78 慣性距 ………………………… 3.79 本次設(shè)計機(jī)床中長采用矩形花鍵軸的d1、d2和I的數(shù)值： ` 花 鍵 軸 尺寸 （GB1144-74） 平均直徑 當(dāng)量直徑 極慣性距 慣性距 28 27.84 58976 29488 37.5 37.78 200058 100029 61.5 61.76 1428706 714353 根據(jù)本次設(shè)計的情況，主軸的剛度要求必須進(jìn)行校核，具體的剛度校核結(jié)果如下： a） 首先，把主軸上的軸承所能承受的載荷在《機(jī)械設(shè)計手冊3》中查出，見下： 深溝球軸承 其基本額定載荷為： 推力球軸承 其基本額定載荷為： 雙列圓錐滾子軸承 其基本額定載荷為： b） 計算軸上的載荷 圖3.4 軸的結(jié)構(gòu)圖與彎矩扭矩圖 主軸上齒輪在高速轉(zhuǎn)動時所產(chǎn)生的載荷： 齒輪1： …………3.80 齒輪2： ……………3.81 c） 校核傾角和橈度 經(jīng)查表得： 安裝圓錐滾子軸承處 安裝深溝球軸承處 安裝推力球軸承處 計算主軸圓軸的平均直徑和慣性矩： …………3.82 …………………………… 3.83 ………………………… 3.84 傾角： 對 ……3.85 ……3.86 ……………… 3.87 ……3.88 對 …3.89 ……3.90 …………………3.91 ………3.92 在點C處的傾角 ………………… 3.93 ……………… 3.94 在點B處的傾角 ……… 3.95 在點A處的傾角 ……………3.96 橈度： 對 …………… 3.97 ……………… 3.98 ………………………… 3.99 對 ……………3.100 ……………… 3.101 ……………… 3.102 ………… 3.103 根據(jù)表選用 ………………………… 3.104 由此可得在主軸上的剛度是完全合格的。 三. 齒輪模數(shù)的估算和計算 按接觸疲勞和彎曲強(qiáng)度計算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪個參數(shù)都已知道后方可確定，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)。 齒輪彎曲疲勞的計算： …………………………… 3.105 齒面點蝕的估算： …………………………………… 3.106 其中nj為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，A為齒輪中心距。 由中心距A及齒數(shù)z1、z2求出模數(shù)： …………………………… 3.107 根據(jù)估算所得mj的值，由標(biāo)準(zhǔn)的模數(shù)表查取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 計算（驗算）： 結(jié)構(gòu)確定后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強(qiáng)度值是否滿足要求。 根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： ……… 3.108 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： ……………… 3.109 式中：N---計算齒輪傳遞的額定功率； ---計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速r/min； ---齒寬系數(shù)=b/m，常取6～10； ---計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)； i---大齒輪和小齒輪餓齒數(shù)比，“+”用于外嚙合，“-”用于內(nèi)嚙合； ---壽命系數(shù)，； ---工作期限系數(shù)，； 齒輪等傳動件在接觸和彎曲腳變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)C0； n---齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min； T---預(yù)定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推薦：T=15，000～20，000h； Kn---轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； KN---功率利用系數(shù)； Kq---材料強(qiáng)化系數(shù)。幅值低的交變載荷可使金屬材料的晶粒邊界強(qiáng)化，起著阻止疲勞細(xì)縫擴(kuò)展的作用； Ks（壽命系數(shù)）的極值Ksmax，Ksmin 當(dāng)Ks≥Kmin時，則取Ks=Ksmax；當(dāng)Ks＜Kmin時，則取Ks=Ksmin。 K1---工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運(yùn)動：K1=1.2～1.6； K2---動載荷系數(shù)； K3---齒向載荷分布系數(shù)； Y---齒形系數(shù)； ---許用彎曲、接觸應(yīng)力Mpa。 本次設(shè)計中的模數(shù)計算與選取如下： 1. Ⅰ軸傳到Ⅱ軸的模數(shù)： 齒輪接觸疲勞的計算： …………………… 3.110 齒輪彎曲疲勞的計算： ………………………… 3.111 取A=72mm …………………………… 3.112 計算（驗算） 核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強(qiáng)度值是否滿足要求。 根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 經(jīng)查表?。? …………3.113 取N=5.5KW，，代入公式得： ………3.114 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 查表取 代入公式得： ……3.115 ………………3.116 經(jīng)校核和查表取m=2.5mm。 2. Ⅱ軸傳到Ⅲ軸的模數(shù)： 齒輪接觸疲勞的計算： ……………………………3.117 經(jīng)校核取m=2.5mm。 齒輪彎曲疲勞的計算： ……………………………3.118 取A=90mm ……………………………… 3.119 經(jīng)校核和查表?。喝j=2.5mm 3.Ⅲ軸傳到Ⅳ軸的模數(shù)： 齒輪接觸疲勞的計算： ………………………………3.120 齒輪彎曲疲勞的計算： …………………………… 3.121 取A=122mm ………………………………3.122 經(jīng)校核和查表?。喝j=3.5mm 4. Ⅳ軸傳到Ⅴ軸的模數(shù)： 齒輪接觸疲勞的計算： ………………………… 3.123 齒輪彎曲疲勞的計算： ………………………… 3.124 取A=192mm …………………………… 3.125 經(jīng)校核和查表?。喝=3.5mm 以上所有的模數(shù)的選取都是根據(jù)參考書《機(jī)械原理》所提供的模數(shù)表中選取的標(biāo)準(zhǔn)值。 四. 電磁離合器的選擇 摩擦電磁離合器目前在數(shù)控機(jī)床中應(yīng)用十分廣泛，因為它可以在運(yùn)轉(zhuǎn)中自動的接通或脫開，且具有結(jié)合平穩(wěn)，沒有沖擊、構(gòu)造緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動。選用時應(yīng)作必要的計算。 根據(jù)初步的計算可從《離合器的選擇與運(yùn)用》一書中選取，所有的作圖和計算尺寸都見書中的表。 1. 按扭距選擇 一般應(yīng)使用和設(shè)計的離合器的額定靜扭距Mj和額定扭距Md滿足工作要求，由于普通車床是在空載下啟動和反向的，故只需按離合器結(jié)合后的靜負(fù)載扭距來選。即： ……………………………… 3.126 對于需要在負(fù)載下啟動和變速，或啟動時間有特殊要求時，應(yīng)按動扭距設(shè)計離合器。 2. 步驟： 1） 決定外摩擦片的內(nèi)徑d。 根據(jù)結(jié)構(gòu)需要，如為軸裝式時，摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比安裝軸的軸徑大2～6mm。 2） 選擇摩擦片尺寸： 可以在參考書中選擇，具體的型號見圖紙。 3） 計算摩擦面對數(shù)z …………………………………………… 3.127 式中：f-摩擦片間的摩擦系數(shù)（有表可選）； -許用壓強(qiáng)MPa（有表可選）； D-摩擦片內(nèi)片外徑mm（有表可選）； d-摩擦片外片內(nèi)徑mm（有表可選）； Ku-速度修正系數(shù)（有表可選）； Kz-結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)（有表可選）； Km-結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)（有表可選）。 代入數(shù)值得：取Z=9。 3.2縱向進(jìn)給運(yùn)動設(shè)計 3.2.1 滾珠絲桿副的選擇 一. 脈沖當(dāng)量和傳動比的確定 機(jī)械系統(tǒng)的主要技術(shù)參數(shù)通常由設(shè)計任務(wù)書或由產(chǎn)品樣本給出，一般包含功能參數(shù)和精度參數(shù)兩部分。 主要精度參數(shù)有：定位精度（mm）、重復(fù)定位精度（mm）等。 1. 脈沖當(dāng)量的選定 傳感器與電機(jī)軸相連，用來檢測電機(jī)轉(zhuǎn)角和轉(zhuǎn)速，并把它們轉(zhuǎn)換為電信號反饋給數(shù)控裝置。 常用脈沖編碼器兼作位置和速度反饋。伺服電機(jī)每轉(zhuǎn)1轉(zhuǎn)傳感器發(fā)出一定數(shù)量的脈沖，每個脈沖代表電機(jī)一定的轉(zhuǎn)角。 本次設(shè)計中縱向 脈沖當(dāng)量δp=0.01mm/脈沖，這是設(shè)計本身所給出的條件。 2. 傳動比的選定 對步進(jìn)電機(jī)，當(dāng)脈沖當(dāng)量δp（mm/脈沖）確定，并且滾珠絲桿導(dǎo)程L0（mm）和電機(jī)步距角θb（℃/脈沖）都也已初步選定后，則可用下式來計算，該軸伺服傳動系統(tǒng)的傳動比： ……………………… 3.138 盡可能使i=1，這時可使步進(jìn)電機(jī)直接與絲桿聯(lián)結(jié)，有利于簡化結(jié)構(gòu)，提高精度，所以i=1.25，取θb=0.75。 二. 傳動系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動慣量計算 傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動慣量是一種慣性負(fù)載，在電機(jī)選用時必須加以考慮。由于傳動系統(tǒng)的各傳動部件并不都與電機(jī)軸的同軸線，還成在各傳動部件轉(zhuǎn)動慣量向電機(jī)軸折算問題。最后，要計算整個傳動系統(tǒng)折算到電機(jī)軸上的總轉(zhuǎn)動慣量，即傳動系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動慣量。這些比如：轉(zhuǎn)動慣量計算的基本公式、齒輪轉(zhuǎn)動慣量折算、滾珠絲桿轉(zhuǎn)動慣量Js折算、工作臺質(zhì)量折算和傳動系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動慣量計算可見相關(guān)的參考書，在這里就不作詳細(xì)的說明與計算了。 三. 滾珠絲桿螺母的選型和校核 1. 滾珠絲桿螺母副類型選擇 1） 主要種類 滾珠絲桿螺母副由專門工廠制造，當(dāng)類別、型號選定和校核后，可以外購。 滾珠絲桿副的類別主要從三個方面考慮：循環(huán)方式、循環(huán)列數(shù)與圈數(shù)、預(yù)緊方式。 鋼珠在絲桿與螺母之間的滾動是一個循環(huán)閉路。根據(jù)回珠方式可分兩類：內(nèi)循環(huán)和外循環(huán)。 本次設(shè)計中根據(jù)應(yīng)用的需要選：外循環(huán)。 鋼珠每一個循環(huán)閉路稱為列。每個滾珠循環(huán)閉路內(nèi)所含導(dǎo)程數(shù)稱為圈數(shù)。外循環(huán)滾珠絲桿副的每個螺母有1列2.5圈，1列3.5圈，2列1.5圈，2列2.5圈等，種類很多。 本次設(shè)計中采用的是外循環(huán)2列3.5圈。 為了消除間隙和提高滾珠絲桿副的剛度，可以預(yù)加載荷，使它在過盈的條件下工作，稱為預(yù)緊。常用的滾珠絲桿副預(yù)緊方法有：雙螺母墊片式預(yù)緊、雙螺母螺紋式預(yù)緊、雙螺母齒差式預(yù)緊等。預(yù)緊后的剛度可提高到為無預(yù)緊時的2倍。但是，預(yù)加載荷過大，將使壽命下降和摩擦力矩加大。通常，滾珠絲桿在出廠時，就已經(jīng)由制造廠調(diào)好預(yù)加載荷，并且預(yù)加載荷往往與絲桿副的額定動載荷有一定的比例關(guān)系。 本次設(shè)計中的采用的是墊片式預(yù)緊，調(diào)整方法—調(diào)整墊片厚度，使螺母產(chǎn)生軸向位移。這種方法結(jié)構(gòu)簡單，裝卸方便，剛度高；但調(diào)整不便，滾道有磨損時，不能隨時消除間隙和預(yù)緊，適用于高剛度重載傳動。 2） 參數(shù)及代號 A. 滾珠絲桿副的主要參數(shù) a. 公稱直徑dm，公稱直徑即滾珠絲桿的名義直徑，dm越大，承載能力和剛度越大。數(shù)控機(jī)床常用進(jìn)給絲桿的公稱直徑dm為Φ30mm至Φ80mm。 本次設(shè)計中選用的公稱直徑為Φ40mm。 b. 基本導(dǎo)程（螺距）L0。絲桿相對于螺母旋轉(zhuǎn)2Лrad時，螺母的軸向位移。基本導(dǎo)程也稱為螺距。它按承載能力選取，并與進(jìn)給系統(tǒng)的脈沖當(dāng)量的要求有關(guān)。 本次設(shè)計中的導(dǎo)程L0=6mm。 c. 精度等級。滾珠絲桿副按其使用范圍及要求分為7個精度等級，即1，2，3，4，5，7，及10七個精度等級，1級精度最高，其余依次逐級降低，一般選取4級～7級，數(shù)控車床及精密機(jī)械可選用2級～3級。滾珠絲桿副的精度直接影響定位精度、承載能力和接觸剛度，因此它是滾珠絲桿副的重要質(zhì)量指標(biāo)，選用時要予以注意。 本次所設(shè)計的機(jī)床是數(shù)控機(jī)床，所以選用的精度等級還是很高的，是3級。 B. 滾珠絲桿副代號的標(biāo)注 本次設(shè)計中所選用的滾珠絲桿副的特征代號見下表： 序號 特 征 代 號 1 鋼球 循環(huán) 方式 外循環(huán) 插管式 C 2 預(yù)緊 方式 雙螺母 墊片式 D 3 結(jié)構(gòu) 特征 導(dǎo)珠桿埋入式 M 4 螺紋 方向 右旋 5 負(fù)荷 鋼球 圈數(shù) 3.5 3.5 6 類型 傳動滾珠絲桿副（與旋轉(zhuǎn)角度無關(guān)，用于傳遞動力的滾珠絲桿副） T 7 精度 等級 3 3 2. 滾珠絲桿螺母副的型號選擇及校核步驟 1） 最大工作載荷計算 2） 最大動負(fù)載C的計算及主要尺寸初選 3） 傳動效率計算 滾珠絲桿螺母副的傳動效率η為 …………………………3.139 式中：λ為絲桿螺旋升角，可據(jù)初選型號查出；ψ為摩擦角，滾珠絲桿副的滾動摩擦系數(shù)f=0.003～0.004，其摩擦角約等于10ˊ。 滾珠絲桿副的傳動效率較高，一般在0.8～0.9之間。 4） 剛度驗算 5） 壓桿穩(wěn)定性驗算 以上所有沒有作出詳細(xì)驗算和校核過程的，在初稿上已經(jīng)經(jīng)校核都是符合所選的滾珠絲桿副的要求。 6） 滾珠絲桿螺母副安裝連接尺寸 滾珠絲桿副型號 名義直徑 螺 距 滾珠直徑 滾道半徑 偏心距 絲桿外徑 螺母凸緣外徑 螺釘中心圓直徑 螺母凸緣厚度 墊片厚度 有襯套 無襯套 有襯套 無襯套 /in /mm D0 t d0 R e d D3 D3， D4 D4， T Δ WD4006 40 6 3.969 2.064 0.056 39 102 92 86 76 12 5 螺旋升角 螺釘尺寸 螺釘個數(shù) 螺母配合外徑 襯套配合外徑 螺母裝配總長度 L 額定動載荷 C/N 額定動載荷 C0/N 滾珠絲桿副型號 λ M a D D， 3.5圈每1列 3.5圈每1列 3