同步上料旋轉(zhuǎn)升降系統(tǒng)設(shè)計含9張CAD圖

同步上料旋轉(zhuǎn)升降系統(tǒng)設(shè)計含9張CAD圖,同步,旋轉(zhuǎn),升降,系統(tǒng),設(shè)計,cad 同步上料旋轉(zhuǎn)升降系統(tǒng)設(shè)計 摘 要 同步上料旋轉(zhuǎn)升降系統(tǒng)是用于真空熔煉設(shè)備中進(jìn)行金屬重熔精煉的一個重要部件，在金屬重熔精煉中起著重要作用。它具有快速上升和慢速下降的功能，在升降的同時具備了旋轉(zhuǎn)功能?？焖偕仙?，能有效提高其工作效率；慢速下降及旋轉(zhuǎn)，對凈化金屬、搞高金屬純度、改善晶體結(jié)構(gòu)起著重要的作用。本文設(shè)計選用雙滾珠絲杠副作為升降系統(tǒng)，傳動方式為絲杠回轉(zhuǎn)運(yùn)動——螺母移動；通過螺母移動帶動中間軸升降的同時，用交流伺服電機(jī)驅(qū)動中間軸旋轉(zhuǎn)。本文對該機(jī)構(gòu)的主要組成部件：滾珠絲杠副、減速器、齒輪傳動、交流伺服電機(jī)等進(jìn)行了設(shè)計計算或選型。此外, 本文還對各個零部件進(jìn)行了設(shè)計及其說明，并繪制了零件圖以及該機(jī)構(gòu)的裝配圖。整個機(jī)構(gòu)設(shè)計合理，結(jié)構(gòu)緊湊，運(yùn)動平穩(wěn)，定位精度和傳動效率高，能有效實現(xiàn)其同步旋轉(zhuǎn)升降的功能。 關(guān)鍵詞：傳動設(shè)計； 升降機(jī)構(gòu)； 旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu) Abstract Rotating synchronous lifting system of feeding is an important component which is used in vacuum equipment for metal remelting and refining. It plays an important role in metal remelting and refining. It has rapidly increased and slow decline simultaneously revolved in function. When it rises fast, it can effectively improve the work efficiency. When it is slow down and rotate, it plays an important role in making high purity of metal, improving crystal structure and purification of metal. Therefore it is meaningful to design of this mechanism. The article selected as a double Ball guide screw vice lifting system. The type of drive is that ball screw is rotation movement and the nuts move; the nuts drive the intermediate shaft to rise and fall, and at the same time, the intermediate shaft driven by AC servo motor rotating. In this paper, the main components of the mechanical components: Ball guide screw vice, speed reducer, gear drives, AC servo motor etc. has been designed, such as computing or selection. In addition, the article has also carried out in various parts of the design and description, and has drawn up the detail drawing as well as this organization assembly drawing. The design is reasonable. The entire machine structure is compact and smooth movement. The positioning accuracy and the transmission efficiency are so high. It can also effectively achieve the function of synchronous rotation movements. Key word：transmission design；lift-fall mechanism；rotation mechanism 目 錄 引言 1 1 概論 1 1.1 課題的主要內(nèi)容 1 1.2 總體方案的設(shè)計 1 2 旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)的設(shè)計 3 2.1 電機(jī)的選擇 3 2.1.1電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式選擇 3 2.1.2電動機(jī)轉(zhuǎn)速選擇 3 2.2 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算 3 2.2.1傳動比計算和傳動比的分配 3 2.2.2 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、轉(zhuǎn)矩計算 4 2.3 減速器的設(shè)計 5 2.3.1 減速器類型的確定 5 2.3.2 傳動零件的設(shè)計計算 5 2.3.3軸的設(shè)計計算及校核 11 2.4 齒輪傳動的設(shè)計 17 3 升降系統(tǒng)的設(shè)計 21 3.1 電機(jī)的選擇 21 3.2 傳動零件的設(shè)計 21 3.3 滾珠絲杠副的確定 24 3.3.1滾珠絲杠副的選擇 24 3.3.2 滾珠絲杠副的計算與選型 28 4 零件的設(shè)計和計算 33 4.1軸承的選擇和計算 33 4.2鍵連接的選擇和計算 34 4.3 聯(lián)軸器的選擇和計算 35 5 潤滑和密封的選擇 36 5.1 潤滑的選擇 36 5.2 密封的選擇 37 6 附近的選擇 38 7 結(jié)論 39 謝 辭 40 參考文獻(xiàn) 41 引言 同步上料旋轉(zhuǎn)升降系統(tǒng)是用于真空熔煉設(shè)備中進(jìn)行金屬重熔精煉的一個重要部件。它具有快速上升和慢速下降的功能。快速上升時，可將熔煉材料的底錠快速送進(jìn)水冷結(jié)晶坩堝上部，在熔煉材料不斷被熔化進(jìn)入結(jié)晶坩堝的過程中，該機(jī)構(gòu)的中間軸帶著底錠慢速地邊旋轉(zhuǎn)邊下降，使得被熔煉的金屬材料在水冷結(jié)晶坩堝中不斷結(jié)晶，逐漸形成了一根金屬錠?？梢?，同步上料旋轉(zhuǎn)升降系統(tǒng)對金屬重熔精煉有重要意義，對凈化金屬、改善晶體結(jié)構(gòu)起著重要的作用。所以設(shè)計本課題具有實際意義，能將該機(jī)構(gòu)運(yùn)用到實際工作中，做好本系統(tǒng)的設(shè)計，意義重大。 1 概論 1.1 課題的主要內(nèi)容 本課題的內(nèi)容是設(shè)計一套同步上料旋轉(zhuǎn)升降系統(tǒng)。具體內(nèi)容如下： (1) 減速機(jī)構(gòu)、精密滾珠絲杠傳動、齒輪傳動等的結(jié)構(gòu)形式、特點(diǎn)，實現(xiàn)方法； (2) 精密滾珠絲杠副的工作原理，精密傳動的基本方法； (3) 設(shè)計一套同步上料旋轉(zhuǎn)升降系統(tǒng)，能實現(xiàn)在同步上升下降同時旋轉(zhuǎn)的功能，對各種可能實現(xiàn)的方案進(jìn)行分析、比較與優(yōu)選； (4) 進(jìn)行本裝置的總體設(shè)計、動力系統(tǒng)的選擇與設(shè)計、傳動系統(tǒng)的設(shè)計、機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計及主要零部件設(shè)計與計算、進(jìn)行必要的校核計算； (5) 繪制裝配圖、零件圖。 1.2 總體方案的設(shè)計 (1) 方案設(shè)計 方案1：升降系統(tǒng)的設(shè)計：選用滑動絲杠副作升降系統(tǒng)，傳動方式為絲杠回轉(zhuǎn)運(yùn)動——螺母移動； 旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)：在兩絲杠之間用螺母連接一根軸，通過電機(jī)，齒輪傳動，驅(qū)動中間軸旋轉(zhuǎn)。 方案2：升降系統(tǒng)的設(shè)計：選用滾珠絲杠副做升降系統(tǒng)，傳動方式為絲杠回轉(zhuǎn)運(yùn)動——螺母移動； 旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)：在兩絲杠之間用螺母連接一根軸，通過電機(jī)，齒輪傳動，驅(qū)動中間。 (2) 方案的確定 方案1：滑動絲杠副的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊，剛度較大、工作行程較長。但其摩擦阻力大，傳動效率低，其效率為，螺紋中有側(cè)身間隙，故反向時有空行程，由于動靜摩擦系數(shù)差別大，低速時可能出現(xiàn)爬行現(xiàn)象[1]。 方案2：特點(diǎn)是具有很高的傳動效率，當(dāng)雙螺母預(yù)緊后，軸向剛度高，傳動副的爬行小，具有較高的定位精度和隨動精度；啟動力矩小，傳動靈敏，同步性。 方案對比：上述兩個方案，主要是升降系統(tǒng)有所不同，將滑動絲杠改成滾珠絲杠，通過上述各自的特點(diǎn)，進(jìn)行比較，雖然滾珠絲杠不能自鎖，但是蝸輪蝸桿能自鎖。確定選用方案二最為合適。 2 旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)的設(shè)計 2.1 電機(jī)的選擇 2.1.1電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式選擇 按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機(jī)。其具有高效節(jié)能，振動小，噪聲小和運(yùn)行安全可靠的特點(diǎn) 2.1.2電動機(jī)轉(zhuǎn)速選擇 查表可知蝸桿的傳動比在一般的動力傳動中：i=7~40(常用值)，最大值為80。該傳動方案為單級傳動，則其相應(yīng)電動機(jī)的轉(zhuǎn)速的范圍應(yīng)為：初步選定中間軸的轉(zhuǎn)速為20，齒輪的傳動比為3，則輸出軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000和1500 r/min三種，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min的電機(jī)，其型號為Y160M-4[2]。 表2-1 Y160M-4型電機(jī)主要性能 電動機(jī)型號 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 額定轉(zhuǎn)矩 Y160M-4 11 1500 1460 2．2 表2-2 Y160M-4型電動機(jī)外形尺寸 中心高度H 長寬高 安裝尺寸 軸伸尺寸 平鍵尺寸 160 2.2 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算 2.2.1傳動比計算和傳動比的分配 (1) 總傳動比為 (2-1) (2) 各級傳動比的分配： 由于為單級蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他部分不分配傳動比，其傳動比就為總傳動比：i =24.5，經(jīng)驗算，取i =25。 2.2.2 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、轉(zhuǎn)矩計算 選則所需電動機(jī)功率為8.5，查表得：滾動軸承效率：；蝸桿傳動效率：（雙頭）；聯(lián)軸器效率：（彈性聯(lián)軸器） (1) 0軸（0即電動機(jī)軸）： (2) Ⅰ軸（Ⅰ軸即蝸桿所在軸）： (3) Ⅱ軸（Ⅱ軸即蝸輪所在軸）： 表2-3 各軸運(yùn)動及動力參數(shù)匯總 軸序號 功率P kw 轉(zhuǎn)速n r/min 轉(zhuǎn)矩T 傳動形式 傳動比 效率 0 8.5 1460 55．6 蝸桿傳動 25 0.80 Ⅰ 8.44 1460 55．2 Ⅱ 6.68 58.4 1092.4 聯(lián)軸器 1 0.9925 2.3 減速器的設(shè)計 2.3.1 減速器類型的確定 (1) 減速機(jī)的作用主要有： 降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機(jī)輸出乘減速比 減速同時降低了負(fù)載的慣量 (2) 蝸桿傳動及其特點(diǎn) 蝸桿傳動是用來傳遞空間交錯軸之間的運(yùn)動和動力的。最常用的是兩軸交錯角為90度的減速傳動。 當(dāng)使用單頭蝸桿（相當(dāng)于單線螺紋）時，蝸桿每旋轉(zhuǎn)一周，蝸輪只轉(zhuǎn)過一個齒距，因而能實現(xiàn)大的傳動比。由于傳動比大，零件數(shù)目又少，因而結(jié)構(gòu)很緊湊。 在蝸桿傳動中，由于蝸桿的輪齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進(jìn)進(jìn)入嚙合及逐漸退出嚙合，同時嚙合的齒對又較多，故蝸桿傳動平穩(wěn)，震動、沖擊和噪聲均很小。 當(dāng)蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當(dāng)量摩擦角時，蝸桿傳動便具有自鎖性。在此情況下，只能由蝸桿帶動蝸輪，而不能由蝸輪帶動蝸桿。 磨損較大，效率較低，發(fā)熱較大，故常采用減磨耐磨材料，所以成本較高 (3) 單級蝸桿減速器 傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊，外輸入與輸出軸垂直交錯傳動，沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，可有自鎖能力，傳動精度高，價格相對便宜。適合在工作溫度較高、潮濕、多粉塵、易爆、易燃場合適用。其傳動效率低，無過載保護(hù)等缺點(diǎn)，僅適用于中小功率傳動[3]。本裝置的工作功率不大，自鎖裝置的必要性，綜合考慮，選用單級蝸桿減速器最為合適。 2.3.2 傳動零件的設(shè)計計算 (1) 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿(ZI) (2) 選擇材料 考慮到蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋要求淬火，硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅(ZCuSn10P1)，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。為了防止變形，常對蝸輪進(jìn)行時效處理。 (3) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計： 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。傳動中心距： (2-2) 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2： 確定載荷系數(shù)： 因工作載荷平穩(wěn)，故載荷分布不均系數(shù)取=1；由載荷均勻無沖擊，查表取使用系數(shù)KA=1；由于轉(zhuǎn)速不高，動載荷系數(shù)應(yīng)取KV=1.05； 故載荷系數(shù) 確定彈性影響系數(shù)ZE： 因選用鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1）蝸輪和鋼蝸桿配對，故； 確定接觸系數(shù)： 先假定蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值，查表得，=2.9； 確定許用接觸應(yīng)力： 根據(jù)渦輪材料為ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，查表得蝸輪的基本許用接觸應(yīng)力。 設(shè)定蝸桿的工作壽命： 蝸輪輪齒的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 壽命系數(shù)： 蝸輪齒面的許用接觸應(yīng)力為 計算中心距得： 取中心距a=200mm，因i=24.5，故查[GB 10085-88 圓柱蝸桿傳動基本參數(shù)]取模數(shù)m=6.3mm，蝸桿分度圓直徑d1=63mm。這時d1/a =0.315，查表得接觸系數(shù)<，因此以上計算結(jié)果可用。 (4) 蝸輪與蝸桿的主要參數(shù)和幾何尺寸 蝸桿 查[GB 10085-88 圓柱蝸桿傳動基本參數(shù)]得蝸桿頭數(shù)=2；直徑系數(shù)q=10；分度圓導(dǎo)程角，模數(shù)m=6.3mm，蝸桿分度圓直徑d1=63m.，軸向齒距pa=19.792mm；齒頂圓直徑da1=75.6mm；齒根圓直徑df1=47.9mm；蝸桿軸向齒厚=9.89mm。蝸桿齒寬 由ZI蝸桿的法向壓力角=20°，則蝸桿的軸向壓力角為： 蝸輪 查表可知蝸輪的齒數(shù)z2=53 >28；模數(shù)與蝸桿相同為6.3mm；變位系數(shù) 。 ma1=mt2=m=6.3mm 驗算傳動比： 傳動比誤差為： 傳動比誤差是不允許的，由于當(dāng)蝸輪直徑不變時，z2越大，模數(shù)就越小，將使輪齒的彎曲強(qiáng)度削弱；當(dāng)模數(shù)不變時，蝸輪尺寸將要增大，使嚙合的蝸桿支承間距加長，這將降低蝸桿彎曲剛度，容易產(chǎn)生撓曲而影響正常的嚙合。故應(yīng)減小蝸輪齒數(shù)。查表：當(dāng)i=14~30時，宜選29~61。綜合分析其優(yōu)劣因素，本設(shè)計方案最終選取z2 =50。 傳動比誤差為： 計算蝸輪的主要參數(shù)如下： 蝸輪分度圓直徑 ： 蝸輪喉圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸輪咽喉母圓半徑： 蝸輪寬度： 蝸輪螺旋角： β= =11°18′36" 蝸桿傳動的標(biāo)準(zhǔn)中心距為： 蝸桿變位后中心距為： (5) 蝸桿傳動的受力分析 蝸輪蝸桿受力如圖2.1 圖2.1 蝸輪蝸桿受力分析 不計摩擦?xí)r，其各力計算如下： (6) 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 (2-3) 當(dāng)量齒數(shù) ： 根據(jù)，，查表可得齒形系數(shù)YFa2=2.19。 螺旋角系數(shù)： 許用彎曲應(yīng)力： 查表可知ZcuSn10P1制造的蝸輪的許用基本彎曲應(yīng)力為： 壽命系數(shù)： 故彎曲強(qiáng)度是滿足的。 (7) 校核蝸桿的剛度 剛度校核公式為： (2-4) 由上述已算數(shù)據(jù)知，蝸桿所受的圓周力；蝸桿所受的徑向力；蝸桿材料的彈性模量E=206000MPa； 蝸桿的危險截面的慣性矩 mm4 一般情況下，初步計算時，蝸桿兩端支承間的跨距。 許用最大撓度 則： 滿足蝸桿的剛度要求。 (8) 驗算效率 (2-5) 已知，；與相對滑動速度有關(guān)。 查表，插值法查得=0.02 27，=1.28； 算得 =0.85 算得的效率大于原來估計值，因此不用重算。 (9) 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側(cè)隙種類為c（115），蝸桿的標(biāo)注為8 c GB/T10089-1988，蝸輪的標(biāo)注為7-8-8 f GB/T10089-1988。 (10) 熱平衡核算 蝸桿傳動效率低，工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時的散逸，將因油溫不斷上升而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦損失，甚至發(fā)生膠合。故必須根據(jù)單位時間內(nèi)發(fā)熱量等于同時間內(nèi)的散熱量的條件進(jìn)行熱平衡計算，以保證油溫穩(wěn)定在規(guī)定的范圍內(nèi)。 由摩擦損耗產(chǎn)生的熱流量： 散發(fā)出去的熱流量為： 熱平衡下的油溫為： (2-6) S -----散熱面積 ； -----箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)=（8.15~17.45）W/( )，取17.00 ta-----周圍空氣的溫度，常溫情況取20°C。 則： 有效的散熱面積不足，必須采用措施，以提高散熱能力。本設(shè)計方案采用加散熱片方式增大散熱面積（如圖2.2）。 圖2.2 加散熱片蝸桿傳動 (11) 蝸輪蝸桿的機(jī)構(gòu)設(shè)計 蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。為保證剛度，應(yīng)采用無推倒槽結(jié)構(gòu)，如圖2.3 圖2.3 蝸桿 蝸輪結(jié)構(gòu)：由于分度圓直徑較大，采用螺栓連接式，表銅齒圈與鑄鐵輪芯用鉸制孔用螺栓連接，其上的螺栓孔亦需鉸制加工。如圖2.4 圖2.4 蝸輪 根據(jù)本系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，采用蝸桿副減速是最佳選擇。蝸桿副傳動可以改變運(yùn)動的方向，獲得較大的傳動比，保證傳動精度和平穩(wěn)性，并且具有自鎖功能，還可以實現(xiàn)整個裝置的小型化。 2.3.3軸的設(shè)計計算及校核 蝸桿軸的設(shè)計 (1) 軸類型、材料的選擇 蝸桿軸類型同蝸輪軸類型，都為階梯轉(zhuǎn)軸。蝸桿軸材料由定蝸桿材料時確定，故本軸材料為45鋼。 (2) 蝸桿軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 (3) 作用在蝸輪上的力 d1=63mm 各力方向如圖2.1所示。 (4) 軸的最小直徑的初步確定 查表，取A0=112，于是得： (2-7) 蝸輪軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（如圖2.5） 由于軸端裝聯(lián)軸器需開開鍵槽，會削弱軸的強(qiáng)度，故將軸徑增加4% ~5%，取軸的直徑為，取。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表可知，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.5，則 根據(jù)值查國標(biāo)（GB/T5014-1985），選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩的條件， 選用Y型軸孔其孔徑=25mm，與軸配合為H7/K6，聯(lián)軸器的轂孔長=62mm，故軸與其配合段長=60mm，按軸徑選用平鍵截面尺寸，鍵長為36mm（GB/T1096-2003）。 (5) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案 本蝸桿軸裝配方案如圖2.5 圖2.5 軸的結(jié)構(gòu)與裝配 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出作為軸肩，故取2-3段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸段直徑取擋圈直徑D=32mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故1-2段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。 2) 查國標(biāo)GB812-88，選用固定螺母GB812-88 M35×2（取2個），其D=30mm，，。查過國標(biāo)GB858-88，墊圈選用與M35×2相配合的止動墊圈GB858-88 規(guī)格35（取2個）。 其d=35.5mm，s=1.5mm。則 3) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，且止動螺母的，為了良好的鎖緊軸承，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承33109，其尺寸為，故取，擋油環(huán)的D=45mm，l=10mm，而l3-4= l10-11=38+10=48mm。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行定位，由機(jī)械設(shè)計手冊查得30314型軸承的定位軸肩高度，因此，取，。 4) 蝸桿軸處的蝸桿段6-7的直徑為，，。蝸桿的左端與右端的直徑取。為保證加工工藝性和散熱性，其長度宜取。蝸桿寬度為，為了使蝸桿與蝸輪嚙合充分，此軸段應(yīng)取。蝸桿軸段的右端采用雙軸肩結(jié)構(gòu)，軸肩高度h>0.07d，故h=3.5mm，則軸環(huán)處的直徑，。軸環(huán)寬度(采用雙軸肩，是用以保證蝸桿體位置的對中性)，取 5) 軸10-11段與軸3-4為對稱結(jié)構(gòu)，故，擋油環(huán)的D=45mm，l=10mm，而l3-4= l10-11=26+10=36mm。 至此，本蝸桿軸的各段直徑和長度基本確定下來 表2-4 數(shù)據(jù)匯總 尺寸 1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 6-7 7-8 8-9 9-10 10-11 11-12 直徑(mm) 25 35 45 52 45 63 45 55 52 45 30 長度 (mm) 82 50 48 10 40 110 40 10 10 48 15 軸上圓角和倒角尺寸的確定 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑，一般取R=1.6mm。 按彎扭合成校核軸的強(qiáng)度 1) 畫軸空間受力簡圖2.6 (a)，將軸上作用力分解為垂直面受力(圖2.6(b))和水平面受力簡圖2.6 (d)，取集中力作用于齒輪和軸承寬度的中點(diǎn)。 2) 軸上受力分析 蝸桿的圓周力 蝸桿的軸向力 蝸桿的徑向力 3) 計算作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)的支反力 垂直面內(nèi)的支反力 4) 計算軸的彎矩，并畫彎矩圖 計算截面c處的彎矩 分別畫出垂直平面和水平面的彎矩圖2.4 (c)、2.4 (e)，合成彎矩并畫其彎矩圖[4]2.6(f) 5) 畫扭矩圖（2.6(g)） 圖2.6 軸的載荷分析圖 表2-5 計算所得的主要數(shù)據(jù) 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 軸向力 圓周力 徑向力 (6) 校核軸的強(qiáng)度 危險截面多為承受最大彎矩和扭矩的截面，通常只需對該截面進(jìn)行校核，必要時也對其他危險截面（如彎矩不是最大但軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核，取(單向轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)矩按脈動變化)。（實心軸）考慮鍵槽影響，乘以0.94，則有 故該軸安全。 截面處雖僅受轉(zhuǎn)矩，但其直徑最小，則該截面亦為可能危險截面 (2-8) (2-9) 所以其強(qiáng)度足。 蝸輪軸的設(shè)計 (1) 軸類型、材料的選擇 按承受載荷的不同，軸可分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸。按軸線形狀不同，分為曲軸和直軸，直軸又根據(jù)外形不同，分為光軸和階梯軸。本設(shè)計方案的工作軸既承受扭矩，又承受彎矩，且要求零件裝配定位要精確，故本方案選擇階梯轉(zhuǎn)軸。 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。根據(jù)本設(shè)計要求，對軸強(qiáng)度、剛度等方面的要求不是很高，碳鋼價格低廉，對應(yīng)力集中敏感度低，同時可用熱處理或化學(xué)熱處理提高其耐磨性和抗疲勞強(qiáng)度，故本方案選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 (2) 結(jié)構(gòu)簡圖(圖2.7) 圖2.7 蝸輪軸的結(jié)構(gòu)與裝配 (3) 蝸輪軸的受力情況 表2-6 計算所得的主要數(shù)據(jù) 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 軸向力 圓周力 徑向力 (4) 校核軸的強(qiáng)度 危險截面多為承受最大彎矩和扭矩的截面，通常只需對該截面進(jìn)行校核，必要時也對其他危險截面（如彎矩不是最大但軸徑較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核，取(單向轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)矩按脈動變化)。（實心軸）考慮鍵槽影響，乘以0.94，則有 已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得，因此，故該軸安全。 截面處雖僅受轉(zhuǎn)矩，但其直徑最小，則該截面亦為可能危險截面 所以其強(qiáng)度足夠。 2.4 齒輪傳動的設(shè)計 (1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選用直齒圓柱齒輪傳動 中間軸的轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度（GB10095-88） 查常用齒輪材料及力學(xué)特性表，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。根據(jù)題目條件，采用軟齒面齒輪即可。 選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù) (2) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即 (2-10) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選載荷系數(shù)=1.3 2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T 3) 查表選取齒寬系數(shù) 4) 查表可得材料的彈性影響系數(shù) 5) 按齒面硬度查圖可得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 6) 計算大、小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 7) 查表可取接觸疲勞壽命系數(shù)； 8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1， 計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 2) 計算圓周速度 3) 計算齒寬b 4) 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 5) 計算載荷系數(shù) 由載荷狀態(tài)平穩(wěn)可知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，可查得 動載系數(shù)；直齒輪. 接觸疲勞強(qiáng)度計算用的齒向載荷分布系數(shù)； 彎曲強(qiáng)度計算用的齒向載荷分布系數(shù)； 故載荷系數(shù) 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，即 7) 計算模數(shù) (3) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即 (2-11) 確定計算參數(shù) 1) 查齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限圖可得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 2) 查表可知，彎曲疲勞壽命系數(shù) 3) 計算系數(shù)疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 4) 計算載荷系數(shù)K 5) 查取齒形系數(shù) 查表可得 ； 6) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 查表可得 ； 7) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 查表可得 ； 計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)4.54并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mm，可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 大齒輪的齒數(shù) (4) 幾何尺寸計算 計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算中心距 計算齒輪寬度 由于小齒輪作懸臂布置，查表得齒寬系數(shù)，取 ?。? (5) 結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于小齒輪的直徑，所以可將其做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪；而大齒輪的齒頂圓直徑，所以可將其做成腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪，腹板上開孔的數(shù)目按結(jié)構(gòu)尺寸大小及需要而定。 表2-7 計算得齒輪主要參數(shù) d a z b 齒輪 小 150 5 300 30 60 1 0.25 大 450 90 55 3 升降系統(tǒng)的設(shè)計 3.1 電機(jī)的選擇 綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min的電機(jī)，其型號為Y160M-4。 由于本機(jī)構(gòu)的要求是具有快速上升和慢速下降的功能，所以選擇二級減速箱。 根據(jù)滾珠絲杠副的設(shè)計，螺母上升時絲杠的轉(zhuǎn)速，直齒錐齒輪的傳動比為，則減速箱輸出軸的轉(zhuǎn)速為；螺母下降時根據(jù)設(shè)計的需要，選擇減速箱輸出軸的轉(zhuǎn)速為。 3.2 傳動零件的設(shè)計 (1) 齒輪傳動的主要特點(diǎn)： 效率高 在常用的機(jī)械傳動中，以齒輪傳動的效率為最高。如一級圓柱齒輪傳動的效率可達(dá)99%； 結(jié)構(gòu)緊湊 在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較小； 工作可靠、壽命長； 傳動比穩(wěn)定[5]。 (2) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 選用直齒圓柱齒輪傳動 速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） 材料選擇：小錐齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBs 大錐齒輪：45# （調(diào)質(zhì)）硬度為240HBs （硬度差為40HBs） 初定； Z1取22；Z2 = 55；δ1=21.8°；δ2 = 68.2°，其中和分別為小齒輪和大齒輪的分錐角，Error! No bookmark name given.兩輪軸線相交成，大輪懸臂支撐。 (3) 按齒輪面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進(jìn)行計算，即 (3-1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選 Kt=1.3 ， 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1； 查得齒寬系數(shù)，彈性影響系數(shù)，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度=550MPa； 2) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 設(shè)定蝸桿的工作壽命： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 3) 查得KHN1=0.92；KHN2=0. 96； 4) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的值 2) 計算圓周速度v 3) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=2.431m/s，7級精度，查得動載荷系數(shù)KV=1.09計算載荷系數(shù)，查得使用系數(shù)KA=1齒向載荷分布系數(shù) 故載荷系數(shù) 4) 按實際的載荷分布系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 5) 計算模數(shù) (3) 按齒根彎曲強(qiáng)度計算 由設(shè)計計算公式進(jìn)行計算，即 (3-2) 確定公式內(nèi)的各計算值 1) 查齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限圖可得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 2) 查表可知，彎曲疲勞壽命系數(shù) 3) 計算系數(shù)疲勞許用應(yīng)力 取s=1.4，得 4) 計算載荷系數(shù) ；查得使用系數(shù)KA=1齒向載荷分布系數(shù) 故載荷系數(shù) 5) 計算大、小齒輪的并加以比較 由當(dāng)量齒數(shù)： Zv1 = = 23.7 Zv2 = =147 查表得齒形系數(shù)：=2.65； =1.58； =2.14； =1.83 設(shè)計計算 而直齒錐齒輪的齒寬系數(shù)一般取1/4-1/3，在此取1/3 所以模數(shù)： 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.43并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4.5mm，按按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=133.07mm，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 幾何尺寸計算： 其中， 經(jīng)圓整，取b = 55mm 3.3 滾珠絲杠副的確定 3.3.1滾珠絲杠副的選擇 (1) 滾珠絲杠副是在絲杠與螺母旋合螺旋槽之間放置適當(dāng)?shù)臐L珠作為中間傳動體，借助滾珠返回通道，當(dāng)絲杠或螺母傳動時，推動滾珠沿著滾道導(dǎo)珠管（或圓形返回器）滾道不斷地循環(huán)，從而周而復(fù)始的滾動運(yùn)動，因此，滾珠絲杠副的運(yùn)動機(jī)理，就是以滾動摩擦代替滑動摩擦。滾珠絲杠副在機(jī)械傳動中的作用，可以交旋轉(zhuǎn)運(yùn)動變?yōu)橹本€運(yùn)動，也可以將直線運(yùn)動變?yōu)樾D(zhuǎn)運(yùn)動。在此設(shè)計中，選擇絲杠轉(zhuǎn)動，螺母移動的傳動方式。 (2) 滾珠絲杠的特點(diǎn) 滾珠絲杠副有以下主要特點(diǎn)： 傳動效率高 滾珠絲杠副的傳動效率高達(dá)85﹪-98﹪，對機(jī)械小型化，減少啟動后的顫動和滯后時間以及節(jié)約能源方面，都有重要意義； 運(yùn)動平穩(wěn)，滾珠絲杠副在工作過程中摩擦阻力小，靈敏度高，而且摩擦系數(shù)幾乎與運(yùn)動速度無關(guān)，啟動摩擦力矩與運(yùn)動時摩擦力矩的差別很小，故滾珠絲杠副運(yùn)動平穩(wěn)啟動時無顫動，低速時無爬行； 傳動可逆性 滾珠絲杠具有運(yùn)動可逆性，但它沒有自鎖性； 可以預(yù)緊 通過對螺母施加預(yù)緊力能消除滾珠絲杠副的間隙，提高軸向接觸剛度，但摩擦力矩卻增加不大； 定位精度和重復(fù)定位精度高 由于滾珠絲杠副具有傳動效率高，運(yùn)動平穩(wěn)，可以預(yù)緊等特點(diǎn)，所以滾珠絲杠在工作過程中溫升較小，無爬行，并可消除軸向間隙和對絲杠副進(jìn)行預(yù)拉伸以補(bǔ)償膨脹，能獲得較高的定位精度和重復(fù)定位精度； 同步性好 用幾套相同的滾珠絲杠副同時驅(qū)動相同的部件或裝備時，由于反應(yīng)靈敏，無阻滯，無滑移，其啟動的同時性，運(yùn)行中的速度和唯一等都具有準(zhǔn)確的一致性； 使用壽命長； 使用可靠，潤滑簡單，維護(hù)方便。 (3) 滾珠絲杠副的結(jié)構(gòu) 螺紋滾道型面 滾珠絲杠的螺紋滾道法向截面有單圓弧和雙圓弧兩種不同的形狀，其中單圓弧加工工藝簡單，但接觸角隨初始間隙和軸向載荷變化而變化，故傳動效率、承載能力、軸向剛度不穩(wěn)定。雙圓弧加工工藝較復(fù)雜，但接觸剛度好，摩擦小，有較大的承載能力，預(yù)緊后接觸角基本保持不變，故傳動效率、承載能力、軸向剛度都比較穩(wěn)定，可實現(xiàn)無間隙傳動，傳動精度高，性能較好。故本升降系統(tǒng)的滾珠絲杠傳動機(jī)構(gòu)采用雙圓弧滾道型面 滾道型面半徑R： 為滾珠直徑 查表可知： 偏心距e： 滾珠返回的循環(huán)方式 滾珠的循環(huán)方式有外循環(huán)和內(nèi)循環(huán)兩種。滾珠在循環(huán)過程中，不能始終保持與絲杠表面接觸，即當(dāng)滾珠從螺紋滾道終端返回到滾道端進(jìn)與絲杠表面脫離接觸的為外循環(huán)。外循環(huán)式為采用多圈，其結(jié)構(gòu)形式又可分為插管式、螺旋槽式、端蓋式等； 滾珠在循環(huán)過程中與絲杠始終接觸的為內(nèi)循環(huán)。 插管式外循環(huán)的特點(diǎn)是：結(jié)構(gòu)簡單、制造方便，雖然有彎管突出在螺母的外部，徑向尺寸較大的特點(diǎn)，經(jīng)過滾珠絲杠的選型和綜合比較，本升降系統(tǒng)的滾珠絲杠傳動機(jī)構(gòu)受用外循環(huán)，插管式埋入式反向器。 (4) 滾珠絲杠副軸向間隙的調(diào)整和預(yù)緊方式 滾珠絲杠的傳動間隙是軸向間隙。為了保證反向傳動精度和軸向剛度，必須消除軸向間隙。消除間隙的方法常采用雙螺母結(jié)構(gòu)，對其施加一定的預(yù)緊力，可消除軸向間隙，以提高滾珠絲杠副的軸向剛度和傳動精度。 雙螺母預(yù)緊是利用兩個螺母的相對軸向位移，使兩個滾珠螺母中的滾珠分別貼緊在螺旋滾道的兩個相反的側(cè)面上。 根據(jù)所選的滾珠絲杠副型號，為墊片式消除間隙。其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單緊湊，接觸剛性好，預(yù)緊可靠，但配磨墊片較麻煩[6]。 (5) 絲杠的支承機(jī)構(gòu) 為提高傳動剛度，選擇合理的支承結(jié)構(gòu)并正確安裝很重要，對傳動精度有很大影響。絲杠主要承受軸向載荷，因此，絲杠的軸向精度和剛度要求較高。絲杠的支承結(jié)構(gòu)有以下幾種： F—0支承結(jié)構(gòu)：一端固定（F），一端自由（O），如圖3.1： 圖3.1 F—0支承結(jié)構(gòu)簡圖 F—0結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，承載能力小，軸向剛度低，壓桿穩(wěn)定性較差和臨界轉(zhuǎn)速低，設(shè)計時應(yīng)盡量使絲杠受拉伸。適用于短絲杠，垂直絲杠。 F—S支承結(jié)構(gòu)：一端固定（F），一端浮動（S），如圖3.2： 圖3.2 F—S支承結(jié)構(gòu)簡圖 F—S結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)是軸向剛度和F—0相同，壓桿穩(wěn)定性和臨界轉(zhuǎn)速比同長度的F—0高，絲杠有熱膨脹的余地，需要保證螺母與兩支承同軸，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，工藝較困難。適用于較長絲杠或臥式絲杠。 F—F支承結(jié)構(gòu)：兩端固定，結(jié)構(gòu)如圖3.3： 圖3.3 F—F支承結(jié)構(gòu)簡圖 F—F結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)是絲杠的軸向剛度為一端固定的4倍，壓桿穩(wěn)定性好，固有頻率比一端固定的高，可施加預(yù)緊力提高傳動剛度，結(jié)構(gòu)和工藝都較復(fù)雜。適用于長絲杠以及對剛度和位移精度要求高的場合。 由于該升降系統(tǒng)的絲杠垂直安裝，精度要求就不是很高，綜合上述三種方式的比較，采用F—S支承結(jié)構(gòu)方式，即一端固定，一端浮動的支承結(jié)構(gòu)，該結(jié)構(gòu)讓絲杠有膨脹的余地，適用與較長的絲杠中，游動支承采用深溝球軸承，固定支承結(jié)構(gòu)有下表3-1列的幾種： 絲杠支承滾動軸承特點(diǎn)比較 表3-1 滾動軸承類型 軸向剛度 軸承安裝 預(yù)緊調(diào)整 摩擦力矩 60度接觸角推力軸承 大 簡單 不需要 小 雙向推力角接觸軸承 中 簡單 不需要 小 圓錐滾子軸承 小 簡單 若內(nèi)圈之間有隔圈則不需要調(diào)整 大 滾針和推力滾子組合 特大 簡單 不需要 特大 深溝球軸承和推力球軸承組合使用 大 復(fù)雜 麻煩 小 60度接觸推力角軸承主要特點(diǎn)： 1) 接觸角大，保持架用增強(qiáng)尼龍注塑成形，可容納較多的鋼球，因此軸向承能力大，剛度高； 2) 即能承受軸向載荷，又能承受徑向載荷，故支承結(jié)構(gòu)可以簡化； 3) 根據(jù)載荷情況，軸承可以進(jìn)行各種組全； 4) 這種軸承是根據(jù)規(guī)定的預(yù)緊力組配好成組供應(yīng)的，用戶不需要自己調(diào)整； 5) 啟動摩擦力矩小，可以降低滾珠絲杠副的驅(qū)動功率，提高進(jìn)給系統(tǒng)的靈敏度。 綜上所述，選用60度接觸推力角軸承比較合適。 3.3.2 滾珠絲杠副的計算與選型 (1) 最在工作載荷的計算 估算 (2) 最大動載荷的計算的計算 設(shè)螺母上升速度，初選絲杠導(dǎo)程 則此時絲杠轉(zhuǎn)速 (3-3) 取滾珠絲杠的使用壽命； 算得絲杠壽命系數(shù) (單位為： ) 查表可知運(yùn)轉(zhuǎn)系數(shù)，查表取硬度系數(shù)，代入公式，算得 。 (3) 初選型號 根據(jù)算出的最大動載荷和導(dǎo)程，查表選擇濟(jì)寧博特精密絲杠制造有限公司生產(chǎn)的CDM4006-5，CDM系列滾珠絲杠副的特點(diǎn)：滾珠外循環(huán)，插管埋入式反向器，雙螺母墊片預(yù)緊[7]。其公稱直徑為40mm，基本導(dǎo)程為6mm，額定動載荷為25132N，滿足要求。 (4) 傳動效率的計算 無預(yù)緊情況下的傳動效率 (3-4) 絲杠螺旋升角 --當(dāng)量摩擦角， 一般，所以取 代入公式(3-4)算得 在預(yù)緊情況下的傳動效率 (3-5) ----預(yù)緊系數(shù)，且有 ----無預(yù)緊情況下的正傳動效率。 (5) 剛度的驗算 滾珠絲杠副的剛度，主要取決于該絲杠副在載荷的作用下，絲杠的軸向變形量與滾珠與滾道間的接觸變形量之和。 滾珠絲杠副的支承，采取一端軸向固定，一端簡支的方式。固定端采取一對推力角接觸球軸承，面對面組配。絲杠加上兩端接桿后，左、支承的中心距離約為，鋼的彈性模量，查表可知滾珠直徑，絲杠底徑 算得 則絲杠截面積 計算絲杠的拉/壓變形量 根據(jù)公式 (3-6) 由開其轉(zhuǎn)矩較小，可忽略不計，則絲杠在工作載荷的作用下產(chǎn)生的拉/壓變形量 計算滾珠絲杠與螺紋滾道間的接觸變形量 根據(jù)公式 (3-7) 求得單圈滾珠數(shù)目。該型號絲杠為雙螺母，滾珠總?cè)?shù)為2.5圈2列2，則滾珠數(shù)量，滾珠絲杠預(yù)緊時，取軸向預(yù)緊力。 根據(jù)公式 算得，因為絲杠加有預(yù)緊力，且為軸向負(fù)載的1/3，所以實際變形量可減小一半，取。 將以上算出的和代入，求得絲杠總變形量（對應(yīng)跨度1000mm） 設(shè)計中給定的定位精度是30 um，而絲杠的總變形量為14.67 um，小于規(guī)定的定位精度的一半，故符合要求。 查表可知，4級精度滾珠絲杠任意300mm軸向行程內(nèi)的變動量允許16um，而對于跨度為1000mm的滾珠絲杠，總的變形量，可見絲杠剛度足夠。 (6) 壓杠穩(wěn)定性校核 當(dāng)滾珠絲杠在軸向力的作用下，若其軸向力過大或絲杠直徑太小，或支承距離較遠(yuǎn)時，滾珠絲杠都可能由于壓彎而失去穩(wěn)定性。為了確保滾珠絲杠副的正常工作，進(jìn)行其穩(wěn)定性的校核是非常必要的。 計算失穩(wěn)時的臨界載荷 (3-8) 查表，取支承系數(shù)；由絲杠底徑， 算得截面慣性矩 壓桿穩(wěn)定安全系數(shù)k取2（絲杠垂直安裝），滾動螺母至軸向固定處的距離a取最大值1000mm，代入公式(3-8)算得： 遠(yuǎn)大于工作載荷，故絲杠不會失穩(wěn)。 (7) 計算滾珠絲杠螺母副的目標(biāo)行程補(bǔ)償值與預(yù)拉伸力 計算目標(biāo)行程補(bǔ)償值 擬定溫度變化值，絲杠的線膨脹系數(shù)，滾珠絲杠螺母副的有效行程 其中L——工作行程：；——安全行程：；——余程：；——螺母長度： 算得 滾珠絲杠螺母副的螺紋長度 故 計算滾珠絲杠的預(yù)拉伸力 已知滾珠絲杠螺紋底徑，擬定溫度變化值 則 (8) 確定滾珠絲杠螺母副支承軸承的規(guī)格型號 計算軸承所承受的最大軸向載荷 計算軸承的預(yù)緊力 計算軸承的當(dāng)量軸向載荷 計算軸承的基本額定動載荷C 其中——軸承的工作轉(zhuǎn)速：；——軸承的基本額定壽命： P——當(dāng)量動載荷 軸承的徑向載荷： 軸承的軸向載荷： ，查表得徑向系數(shù)X=1.9，軸向載荷Y=0.54 故 所以 確定軸承的規(guī)格型號 滾珠絲杠副的支承，采取一端軸向固定，一端簡支的方式，固定端采取一對推力角接觸軸承，面對面安裝.由于滾珠絲杠的螺紋底徑，所以選擇軸承的內(nèi)徑，以滿足滾珠絲杠的結(jié)構(gòu)需要。 選擇型號，選用脂潤滑，該軸承預(yù)載能力，大于計算所得軸承預(yù)緊力；在脂潤滑狀態(tài)下的極限轉(zhuǎn)速，高于滾珠絲杠的轉(zhuǎn)速；額定動載荷，而該軸承在20000h工作壽命下的基本額定動載荷，故滿足要求。 CDM系列滾珠絲杠副如圖3.4另一端選用深溝球軸承，型號6406，采用脂潤滑，基本額定載荷；在脂潤滑狀態(tài)下的極限轉(zhuǎn)速；其。滿足要求。 圖3.4 CDM系列滾珠絲杠副 表3-2 滾珠絲杠副主要參數(shù) 絲杠代號 公稱直徑 基本導(dǎo)程 絲杠外徑 螺旋角 鋼球直徑 循環(huán)圈數(shù) 額定載荷N 動載荷 靜載荷 CDM4006-5 40 6 39．5 3．969 5 25132 86150 絲杠代號 螺母安裝尺寸 油杯孔 剛度N/um CDM3206-5 110 126 15 71 9 15 M6 1228 4 零件的設(shè)計和計算 4.1軸承的選擇和計算 (1) 蝸桿軸上軸承的選擇和計算 軸承的選擇 根據(jù)上述軸的設(shè)計時已選取了合適的軸承，其型號為：圓錐滾子軸承 32309 GB/T297-93，其配合公差為H7/k6。其基本額定動載荷，基本額定靜載荷，其。查表得，，對滾子軸承，。 軸承1、2的當(dāng)量動載荷 軸承1： (4-1) 查表可知軸承的最大e值為0.35，故此時，其X=0.35，Y=1.5； (4-2) 軸承2： 所以 查表得X=0.35，Y=1.50 計算軸承壽命 由于，故取 故符合要求。 (2) 蝸輪軸上軸承的選擇和計算 軸承的選擇 根據(jù)上述軸的設(shè)計時已選取了合適的軸承，其型號為：單列圓錐滾子軸承32015 GB/T297-93，其配合公差為H7/k6。其基本額定動載荷，基本額定靜載荷，其。查表得，，對滾子軸承，。 軸承1、2的當(dāng)量動載荷 軸承1： 查表可知軸承的最大e值為0.46，故此時，其X=0.40 ，Y=1.3； 軸承2： 所以 查表得X=0.40，Y=0； 計算軸承壽命 由于，故取 故符合要求。 4.2鍵連接的選擇和計算 (1) 蝸輪軸上鍵的選擇和校核 根據(jù)上述軸的直徑，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長。 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表得許用擠壓應(yīng)，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=7mm。則： < (4-3) 滿足擠壓強(qiáng)度要求。 鍵的標(biāo)記為：鍵22×90 GB/T 1096-1979 (2) 蝸桿軸上鍵的選擇和校核 根據(jù)上述軸的直徑，查表得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長。 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查表得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=3.5mm。則： < 滿足擠壓強(qiáng)度要求。 鍵的標(biāo)記為：鍵8×70 GB/T 1096-1979 (3) 大齒輪上的鍵 根據(jù)上述軸的直徑，查表得，鍵的截面尺寸為：寬度，高度。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長。根據(jù)上述方法，校核軸的強(qiáng)度，滿足擠壓強(qiáng)度要求。 4.3 聯(lián)軸器的選擇和計算 (1) 蝸桿軸上聯(lián)軸器的選擇 由計算結(jié)果知：蝸桿軸的工作轉(zhuǎn)矩，工作轉(zhuǎn)速