畢業(yè)設計（論文）-立式加工中心工作臺設計

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1、 本科生畢業(yè)設計（論文） 題 目： 立式加工中心工作臺設計 姓 名： 學 號： 學 院： 機械與制造工程學院 專 業(yè)： 機械工程 年 級： 指導教師： 年 月 日 獨創(chuàng)性聲明 本畢業(yè)設計（論文）由我個人在導師指導下完成。文中引用他人研究成果的部分已在標注中說明；其他同志對本設計（論文）的啟發(fā)和貢獻均已在謝辭中體現(xiàn)；其它內容及成果為本人獨立完成。特此聲明。 論文

2、作者簽名： 日期： 關于論文使用授權的說明 本人完全了解廈門工學院有關保留、使用學位論文的規(guī)定，即：學院有權保留送交論文的印刷本、復印件和電子版本，允許論文被查閱和借閱；學院可以公布論文的全部或部分內容，可以采用影印、縮印、數(shù)字化或其他復制手段保存論文。保密的論文在解密后應遵守此規(guī)定。 論文作者簽名： 指導教師簽名： 日期： 立式加工中心工作臺設計 摘要 一個國家的加工中心發(fā)展起來了，便降低了這個國家的勞動成本，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

3、度，因此，加工中心的發(fā)展代表的是一個國家的制造業(yè)水平，而且在原有的基礎上提高了勞動生產(chǎn)率，同時也為我國成為世界第二經(jīng)濟大國做出了貢獻。由于我國發(fā)展太快了，舊機器以及普通的機床以及無法滿足國家當前的需求了，接下來便是數(shù)控機床發(fā)揮主導地位的時刻了，數(shù)控機床的出現(xiàn)不僅增加了工件的精度和質量，還加快了生產(chǎn)效率，體現(xiàn)了現(xiàn)代制造技術的成熟以及先進的科學技術。近些年來，我國的數(shù)控工業(yè)也是突飛猛進，也是我國制造業(yè)不可或缺的一部分。 本文設計的內容為立式加工中心的直線、回轉工作臺，工作臺設計為X軸和Y軸兩個方向的直線運動以及一個繞Z軸的轉動。主要內容包括第一部分為工作臺的組成部分、進給系統(tǒng)以及加工的基本過程，

4、第二部分是設計計算過程，也是本設計的重中之重。通過查找一些參數(shù)，來對工作臺的計算結果進行校核，最終確定工作臺的結構尺寸。設計的最后部分是工作臺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的構造，了解每個零件的結構和大小。因此，這些設計內容能夠體現(xiàn)整個設計過程的完整性。 關鍵詞：加工中心，直線工作臺，回轉工作臺 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 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 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算 7 4.1 X軸滾珠絲杠的計算 7 4.1.1 確定滾珠絲杠副的導程 7 4.1.2 計算滾珠絲杠螺母副在不同速度下的轉速ni和軸向載荷Fi 7 4.1.3 計算滾珠絲杠螺母副的當量轉速nm 7 4.1.4 計算滾珠絲杠螺母副的當量載荷Fm 8 4.1.5 確定滾珠絲杠預期的額定動載荷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 10 4.1.8 確定滾珠絲杠螺母副的預緊力Fp 10 4.1.9 計算滾珠絲杠螺母副的行程補償值 10 4.1.10 計算滾珠絲杠的預拉伸力Ft 10 4.2 滾動軸承型號選擇 11 4.2.1 固定端軸承的選用 11 4.2.2 游動端軸承的選用 13 4.3 滾珠絲杠的長度與校驗 15 4.4 Y軸滾珠絲杠的計算 16 4.4.1 計算滾珠絲杠螺母副在不同速度下的轉速ni和軸向載荷Fi 16 4.4.2 確定滾珠絲杠預期的額定動載荷Cam 17 4.4.3 初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 1

14、7 4.4.4 確定滾珠絲杠螺母副的預緊力Fp 18 4.4.5 計算滾珠絲杠螺母副的行程補償值 18 4.4.6 計算滾珠絲杠的預拉伸力Ft 18 4.5 滾動軸承型號選擇 18 4.5.1 Y軸固定端軸承選用 18 4.5.2 游動端軸承的選用 19 4.6 滾珠絲杠的長度與校驗 20 4.7 回轉工作臺的設計 20 4.7.1 初選工作條件 20 4.7.2 設計直齒錐齒輪 21 4.8 聯(lián)軸器的選擇 22 4.9 電機的選擇 22 4.9.1 電機運動參數(shù)的計算 23 4.9.2 傳動裝置的參數(shù) 23 第5章 其他零件的設計與選型 25 5.1 導軌概述

15、 25 5.2 導軌的技術要求 25 5.3 機架的選擇 25 5.4 機架材料的選擇 26 5.5 減少機床熱變形的措施 26 結論 27 參考文獻 28 謝辭 29 IV 立式加工中心工作臺設計 第1章 緒論 1.1 引言 隨著數(shù)控技術的快速發(fā)展，我國在這方面取得了很大的成績。數(shù)控技術也是我國數(shù)控產(chǎn)業(yè)進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)控技術的投入，成為世界上消費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，但是技術和數(shù)量上都還遠遠不能夠適應我國經(jīng)濟發(fā)展的需要，直到進入21世紀之后

16、，我國加工中心的生產(chǎn)能力和市場消費能力迅速增長。在各個大行業(yè)擁有的加工中心中，汽車和摩托車應用加工中心的比例較大，而我國的許多行業(yè)在消費的加工中心中，很大一部分都是進口來的，因為我國的加工中心在設計和功能上沒什么出彩的地方，所以大部分進口的機床設備占據(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、伺服電機、立柱、主軸箱、底座等組成。床身一般是采用焊接或者鑄造機架，其承受整個機床全部的重力，因此不僅要具有足夠的剛度、硬度以及較好的動態(tài)特性，而且還需

17、要保證減震性能和結構工藝性能，且要有利于加工與裝配等。工作臺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。進給伺服系統(tǒng)是機床的進給、運行、檢測裝置。立柱能增加機床的穩(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，因此立柱是加工中心的關鍵組成部分。底座是整個機床的承重部分，機床的穩(wěn)定性取決于底座的結構特性，除了這個關鍵作用，還有底座的結構大小也決定了立式加工中心Y軸的移動行程。 1.2.2 立式加工中心的特點 立式加工中心是目前使用范圍比較廣泛的數(shù)控設備之一，在如今數(shù)控設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、結構形狀復雜或者外形不規(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）結構簡單，操作方便。 （2）抗震性好，剛度高。 （3）占地面積小，價格便宜。 （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，可以對工件進行多道工序的加工，而且數(shù)控系統(tǒng)能準確無誤的控制機床，按照不同的工序進行自動選擇，同時更換已安裝好的刀具來自動對刀等，所以立式加工中心是高速、高效和數(shù)控技術的最佳組合。近些年來，科技的發(fā)揮迅速，立式加工中心與相應的臥式加工中心相比較，立式加工中心的結構更

19、簡單且容易操作，加工利用程序化這一特點，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)過多次裝夾且結構較為復雜的需要多次調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，能保證零件的各項精度高且質量好，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、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方向工作臺的設計方案 ①工作臺工作面尺寸為450mm×900mm（寬度×長度）。定位的方式是在工作臺上設置T型槽，根據(jù)工作臺尺寸選擇T型槽尺寸和夾緊裝置的固定作用。 ②直線工作臺導軌采用矩形導軌，動導軌滑動畫面上貼聚四氟乙烯導軌板。導軌導向面的間隙用斜鑲條消

21、除。 ③對滾珠絲杠螺母副實行預緊，對滾珠絲杠實行預拉伸。 ④采用伺服電動機驅動。 ⑤采用膜片彈性聯(lián)軸器使?jié)L珠絲杠和伺服電動機連接。在膜片上有沿著圓周方向均勻分布的幾個螺栓孔，膜片與兩邊的半聯(lián)軸器相連接，膜片會隨著連接兩軸存在軸向和徑向而產(chǎn)生變形。這種聯(lián)軸器的結構是比較簡單的，元件之間的連接是沒有間隙的，維修也很方便，質量也較小，也不需要潤滑，因此應用范圍很廣。 （2）對回轉工作臺的設計方案 所設計的回轉工作臺是由蝸輪蝸桿，傳動系統(tǒng)，間隙消除裝置等傳動裝置組成。通過蝸桿之間的嚙合轉動帶動蝸輪傳動動力。當工作臺上裝夾零件之后，除了有較多工藝內容要完成以及機床沿X、Y、Z三個坐標軸的直線運

22、動，還要讓工作臺在圓周方向由進給運動，回轉工作臺就是要讓這些運動都實現(xiàn)?；剞D工作臺的進給、定位鎖緊都是由閉環(huán)光柵檢測的，運動則是由伺服電動機經(jīng)過齒輪變速由渦輪蝸桿帶動工作臺轉動，用聯(lián)軸器將伺服電動機上的動力驅動傳遞。 2.2總體參數(shù)的確定 在本次的立式加工中心工作臺設計中，工作臺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計的優(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，總結并且得出了本次立式加工中心工作臺的設計尺寸，加工中心工作臺要實現(xiàn)的結果是X軸和Y軸兩個直線方向的移動以及一個繞著Z軸方向的轉動，因此在本次設計中，我必須要把這個功能實現(xiàn)，對

23、此設計出一個精度高，經(jīng)濟成本低，壽命長的立式加工中心工作臺，設計尺寸如下： 工作臺尺寸：900mm×450mm（長×寬） 工作臺行程X：860mm、Y：510mm、Z：560mm 主軸最大轉速8000r/min，快速移動速度（X/Y/Z）20m/min，機床重量4500N，主軸中心線到立柱正面距離575mm，主軸端面至工作臺上平面距離150mm-700mm，刀具最大重量8KG，工作臺定位精度0.04mm，重復定位精度0.05mm。 表2-1 工作切削狀態(tài) 切削方式 進給速度 /(m/min) 時間比例 /(%) 強力切削 0.6 10 一般切削（粗） 0.8

24、30 精細切削（精） 1 50 快速移動 20 10  第3章 伺服進給系統(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)控機床的重要組成部分，是數(shù)控機床的控制單元，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)在進行輸入或因外界擾亂或系統(tǒng)在反復運動過程中，在一小會的調節(jié)整理后又能達到原來的平衡狀態(tài)且能保證輸出速度幾乎不會改變。 （3）快速響應性好。快速響應性是伺服系統(tǒng)的重要標志之一，不僅要求過渡的時間短，還要求跟蹤指令信號的響應要迅速，甚至快到小于幾十毫秒。除此之外，伺服系統(tǒng)的調

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。 3.2 伺服系統(tǒng)的主要特點 （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)檢測裝置實現(xiàn)信息反饋原理的不同，當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。用于高效的、復雜的型面加工數(shù)控機床，電機產(chǎn)生足夠大的加速能夠制動力矩且運轉平穩(wěn)。 （3）高性能的寬調速系統(tǒng)。伺服系統(tǒng)內部的實際工作過程是把位置控制輸入轉換成相應的速度，然后給定信號，再利用調速系統(tǒng)驅動伺服電機，因此伺服系統(tǒng)的調速性能高。 3.3 伺服系統(tǒng)的分類 伺服系統(tǒng)結構分為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、機床和驅動電路三部分組成。結構簡單和成本低是開環(huán)系統(tǒng)的優(yōu)點，但是快速響應較差。 閉環(huán)系統(tǒng)：閉環(huán)系統(tǒng)不但能夠抑制外界擾動的影響，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)的復雜性以及不穩(wěn)定性，而且因為它結構的復雜程度大，都要在特定的條件下進行安裝，所以在精度要求很高的機床上才能使用它。 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上，經(jīng)過伺服電動機的轉角，可以間接的反映

27、出移動部件的角位移，同時還能對數(shù)控裝置的比較器進行一個反饋，與輸入指令的差值來控制移動部件。綜合起來說，半閉環(huán)系統(tǒng)的結構裝置簡單，安裝和調試都很方便，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、高精度且能夠進行快速檢測的元件。 （2）為了能夠在運動精度和響應速度等多個方面得到更高質量的提升，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、自適應控制等。 （3）根據(jù)用戶情況，強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算 4.1 X軸滾珠絲杠的計算 4.1.1 確定滾珠絲杠副的導程 Ph≥Vmaxi×nmax=201×8000=2.5mm Ph實際取10mm。 式中 Vmax----工作臺移動的最大速度，單位為m/min； 　 i----

29、傳動比，聯(lián)軸器傳動比，i =1； 　 　Nmax----電動機的最高轉速，單位為r/min。 4.1.2計算滾珠絲杠螺母副在不同速度下的轉速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速ni為： 當V1=0.6m/min時，n1=0.610×103=60r/min 當V2=0.8m/min時，n1=0.810×103=80r/min 當V3=1.0m/min時，n1=110×103=100r/min 當V4=20m/min時，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 ----工作臺動摩擦因數(shù)為0.1； W1----工作臺重量，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計算滾珠絲杠螺母副的當量轉速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計算滾珠絲杠螺母副的當量載荷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確定滾珠絲杠預期的額定動載荷Cam Cam360nmLhFmfw100fafc 式中: nm----滾珠絲杠的當量轉速，單位為r/min； Lh ----數(shù)控機床的預期工作時間，Lh=2000h； Fm ----滾珠絲杠的當量載荷，單位為N； Fw ----載荷性質系數(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為2級，查表3-1取載荷性質系數(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 因為要對滾珠絲杠螺母副實施預緊，所以可計算最大軸向載荷，查表3-5取預加載荷系數(shù)fe=4.5，則: C'am=fe×famax=4.5×2780=12510N 取以上兩種結果的最大值，得Cam=18297N。 表3-1 載荷性質系數(shù)fw 載荷性質 無沖擊（很平穩(wěn)） 輕微沖擊 伴有沖擊和振動 fw 1～1.2 1.2～1.5 1.5～2 表3-2 精度系數(shù)fa 精度等級 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 各類機械預期工作壽命Lh 普通機械 5000～10000 精密機床 20000 普通機床 10000～20000 測試機械 15000 數(shù)控機床 20000 航空機械 1000 表3-5 預加載荷系數(shù)fe 預加載荷類型 輕預載 中預載 重預載 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。 已知工作臺的定位精度為40μm，重復定位精度為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)，一端固定一端游動時為0.078； F0----導軌面正壓力，單位為N； L----滾珠絲杠兩軸承支點間距，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 根據(jù)上面計算所得的計算結果，初步選擇FFZD型內循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副規(guī)格代號為4010-3，其公稱直徑d0、公稱導程Ph0、額定動載荷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緊力Fp 根據(jù)最大軸向載荷來確定預緊力： Fp=13×Fmax=13×2780=927N 式中：Fp----滾珠絲杠螺母副的預緊力，單位為N； Fmax----最大軸向載荷，單位為N。 4.1.9計算滾珠絲杠螺母副的行程補償值 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計算滾珠絲杠的預拉伸力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 滾動軸承型號選擇 4.2.1 固定端軸承的選用 固定端選用角接觸球軸承 （1）計算軸承當量動載荷P Pm=3N1P13+N2P23+N3P33+N4P43N 式中：P1…P4----滾珠絲杠當量動載荷，單位為N； N1…N4----分別為轉速和轉動時間百分比的乘積。 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----當量動載荷，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，選取軸承內徑d=30mm來滿足滾珠絲杠的結構需求。初選軸承代號為：7306DB型。尺寸（內徑/外徑/寬度）為30mm/72mm/38mm，在油脂滑狀態(tài)下的極限轉速為：9600r/min>nmax=2000r/min，額定動載荷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 fd 舉例 無沖擊力或輕微沖擊力 1.0～1.2 電機、汽輪機、通風機 中等

42、沖擊力 1.2～1.8 起重機、內燃機、減速箱 強大沖擊力 1.8～3.0 鉆探機、破碎機、軋剛機 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）計算軸承所承受的最大軸向載荷Fbmax Fbmax=Famax=2780N （4）計算軸承的預緊力FBP FBP=13×Fbmax=13×2780=926.67N （5）計算軸承的當量軸向載荷FBam FBam=FBP+Fm=926.67+1073=1999.67N 式中：Fm----滾珠絲杠當量載荷,單位為N。 （6）計算軸承的徑向載荷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 游動端軸承的選用

46、 游動端選用向心軸承 （1）計算軸承的基本額定動載荷 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，選取軸承內徑d=30mm來滿足滾珠絲杠的結構需求。初選圓柱滾子軸承代號為：NF206型。尺寸（內徑/外徑/寬度）為30mm/62mm/16mm，額定動載荷Cr1=19.5KN

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

48、查表4-5取S0=2； P01----當量靜載荷，單位為N。 P01=2.3Frtanα+Fr=0+1000=1000N （α=0°） C01=2×1000=2000N （7）計算軸承的摩擦力 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 （1）計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）計算滾珠絲杠的臨界轉速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----臨界轉速計算長度，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 滾珠絲杠的預拉伸力Ft=4588N>Pm=2780N （4）驗算額定靜載荷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）驗算絲杠軸拉壓強度 πd22σp4≥Pamax 式中：σp----絲杠軸許用拉壓應力。

51、 σp=4×Pamaxπd22=4×20003.14×34.32=2.17MPa （6）驗算系統(tǒng)剛度 驗算一端固定，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----滾珠絲杠中點到軸承支點距離，單位為mm； L----支承跨距，單位為mm。 驗算角接觸球軸承RB0 RB0=2×2.34×3d0Z2Famaxsin5α 式中：d0----滾動體直徑，單位為mm； Z----滾動體個數(shù)； Famax----預緊力。 RB0=2×2.3

52、4×3d0Z2Famaxsin5α =2×2.34×37.144×172×2780×sin260°=659N 4.4 Y軸滾珠絲杠的計算 （1）確定滾珠絲杠副的導程 Ph1=Ph=10mm 4.4.1 計算滾珠絲杠螺母副在不同速度下的轉速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速ni為： 當V1=0.6m/min時，n1=0.610×103=60r/min 當V2=0.8m/min時，n1=0.810×103=80r/min 當V3=1.0m/min時，n1=110×103=10

53、0r/min 當V4=20m/min時，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 ----工作臺動摩擦因數(shù)為0.1； W1----工作臺重量，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 確定滾珠絲杠預期的額定動載荷Cam Cam360nmLhFmfw100fafc 式中: nm----滾珠絲杠的當量轉速，單位為r/min； Lh ----數(shù)控機床的預期工作時間，Lh=2000h； Fm ----滾珠絲杠的當量載荷，單位為N； Fw ----載荷性質系數(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、級為2級，查表3-1取載荷性質系數(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 因為要對滾珠絲杠螺母副實施預緊，所以可計算最大軸向載荷，查表3-5取預加載荷系數(shù)fe=4.5，則: C'am=fe×famax=4.5×2780=12510N 取以上兩種結果的最大值，得Cam=18297N=18.297KN。 滾珠絲杠螺母副的兩個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)，一端固定一端游動時為0.078； F0----導軌面正壓力，單位為N； L----滾珠絲杠兩軸承支點間距，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 根據(jù)上面計算所得的計算結果，初步選擇FFZD型內循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副規(guī)格代號為3210-3，其公稱直徑d0、公稱

57、導程Ph0、額定動載荷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緊力Fp 根據(jù)最大軸向載荷來確定預緊力： Fp=13×Fmax=13×2780=927N 4.4.5 計算滾珠絲杠螺母副的行程補償值 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 計算滾珠

58、絲杠的預拉伸力Ft Ft=1.95?td22=1.95×2×27.32=2907N 4.5 滾動軸承型號選擇 4.5.1 Y軸固定端軸承選用 固定端選用角接觸球軸承 （1）計算軸承當量動載荷P Pm'=Pm=1073N （2）軸承的額定動載荷 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，選取軸承內徑d=25m

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

60、 （6）計算軸承的徑向載荷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）計算軸承的摩擦力 M=μFd2=0.002×10002+17402×252=50.2N·mm 4.5.2 游動端軸承的選用 游動端選用向心軸承 （1）計算軸承的基本額定動載荷 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，選取軸承內徑d=25mm來滿足滾珠絲杠的結構需求。初選圓柱滾子軸承代號為：NF305型。尺寸（內徑/外徑/寬度）為25mm/62mm/17mm，額定動載荷Cr1=25.5KN>C=14.62KN，Cor1=22.5KN。 故以上數(shù)據(jù)滿足要求。 （2）計算軸承所承受的最大軸向載荷FBmax1' FBmax1'=Famax=2780N （3）計算軸承的預緊力FBP1' FBP1'=12FBmax1'=12×2780=1390N （4）計算軸承的當量軸向載荷FBam1' FBam1'=FBP1'+

62、Fm+1390+1073=2463N （5）計算軸承的徑向載荷Fr1'和軸向載荷Fa1' Fr1'=Fr=1000N Fa1'=Fa=1740N （6）計算軸承的額定靜載荷 Po1'=Fr=1000N C01'=2×1000=2000N （7）計算軸承的摩擦力 M1=0.0012×10002+17402×252=30.1N·mm 4.6 滾珠絲杠的長度與校驗 （1）計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）計算滾珠絲杠的臨界轉速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 滾珠絲杠的預拉伸力Ft=2907N>2780N （4）驗算額定靜載荷Coa fsPxmax≤Coa

64、 2000N＜40.6KN 4.7 回轉工作臺的設計 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，與蝸桿運轉磨合后使接觸面積相互適配并且增加了支承面積。 （2）計算蝸桿傳動的幾何尺寸 蝸桿頭數(shù)Z1=1，蝸桿傳動比i=50，齒形角20°，γ=5°42'38'' 蝸桿模數(shù)m=6.3，閉式傳動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 設計直齒錐齒輪 設計選用的齒輪為標準直齒圓錐齒輪，材料選擇45號鋼，齒面硬度280HBS。考慮選用7級精度，選兩個相同齒輪齒數(shù)。 （1）齒面接觸疲勞強度與幾何尺寸計算 計算齒輪分度圓直徑 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）計算齒輪傳遞的轉矩 T1=9.55×106Pn1=9.55×106×10960=99479N·mm 3) 計算接觸疲勞許用應力σH σH=KHNσHlimS=0.9×6001540MPa 式中：σHlim----查《機械手冊》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×