【終稿全套】立式鉆削中心的機械結構設計【4張CAD圖紙+文檔】

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第1章 緒論 1.1 數控機床的概念 數字控制是利用數字化信息對機械運動以及加工過程進行控制的一種方法，簡稱數控(Numerical Control, NC).數控機床是指采用了數控技術控制的機床，或者說是裝備了數控系統(tǒng)的機床，也可稱作NC機床。由于現在數控系統(tǒng)是通過計算機進行控制的，因此，數控機床又稱CNC機床。 1.2 數控機床的組成 數控機床主要由數控系統(tǒng)、伺服系統(tǒng)、程序載體、輸入輸出裝置、強電控制裝置、輔助裝置、和機床主體組成。輸入數控裝置的程序指令記錄在信息載體上，由程序讀入裝置接收，或由數控裝置的鍵盤直接手動輸入。 1.3 數控技術發(fā)展狀況及發(fā)展趨勢 我國的機床制造工業(yè)完全是在解放后建立起來的，現在，我國的機床工業(yè)已經從無到有，從小到大的成長起來了，形成了比較完整的機床體系。目前我國的機床產量不斷的上升，完全的可以滿足社會的需求，并有大量的機床出口，但是我國的機床技術水平和世界現進的水平還有一定的差距，主要表現在生產率低，壽命短和質量不穩(wěn)定，此外在掌握某些重型機床，精度高的機床及數控機床方面，還需要進一步的努力，我國想達到發(fā)達的水平就必須發(fā)奮圖強，努力的工作，還需做進一步的努力，深入廣泛的開展科學的研究技術的革命，要善于吸取國外的先進技術，并和自己的創(chuàng)新結合起來，以加快我們的發(fā)展速度，把我國的機床事業(yè)推向輝煌。 隨著電子技術和自動化技術的發(fā)展，數控技術的應用越來越廣泛。大地推動了數控機床的發(fā)展，但是結合我國的國情普遍機床仍占有很突出的地位，普通車床的萬能性大，它適用加工各種軸類，套筒類和盤類零件上的回轉面，如外圓柱面，圓錐面，環(huán)槽類及成型回轉表面；車削端面及加工各類常用的公制，英制，模數制和節(jié)制螺紋；在普通車床上還能作鉆孔，擴孔，鉸孔，滾花等工作。用處很廣，考慮到我國的勞動力眾多，和一些企業(yè)的資金和技術能力普通機床還是很有市場的，普通機床按照它們的萬能程度分為 (1) 專門化機床，這類機床重要用于加工不同尺寸的一類或幾類零件的特定工序。 (2) 通用機床，這種機床的加工范圍廣，在這種機床上可以加工各種零件的不同工序，例如普通車床，臥式車床，萬能升降臺銑床等，都屬于通用機床，通用機床由于萬能性較大，它的結構往往比較復雜，通用機床主要適用于單量小批生產。 (3) 專用機床，這類機床是加工某一種零件的特定工序，例如：加工汽車后橋蓋的組合鏜床，機床主軸箱專用鏜床等等，都是專用機床，專用機床是根據工藝要求專門設計的，它的生產率比較高，機床的自動化的程度往往也比較高，所以專用機床主要用于成批及大量生產[1-3]。 數控技術的應用不但給傳統(tǒng)制造業(yè)帶來了革命性的變化，使制造業(yè)成為工業(yè)化的象征，而且隨著它的發(fā)展和應用領域的擴大，它對國計民生的一些重要行業(yè)（IT、汽車、輕工等）的發(fā)展起著越來越重要的作用，因為這些行業(yè)所需裝備的數字化已是現代發(fā)展的大趨勢。當前世界上數控系統(tǒng)的發(fā)展呈現如下發(fā)展趨勢： (1) 高速度高精度化 速度和精度是數控系統(tǒng)地兩個重要技術指標，它直接關系到加工效率和產品質量。對于數控系統(tǒng)，高速度化，首先是要求計算機數控系統(tǒng)在讀入加工指令數據后，能高速度處理并計算出伺服電機的位移量，并要求伺服電機高速度的作出反應；其次，要是下生產系統(tǒng)的高速度化，必須使主軸轉速、進給率、刀具交換、托盤交換等各種關鍵部件實現高速度化。 提高數控機床的加工精度，一般是通過減少數控系統(tǒng)的誤差和采用補償技術來達到。在減少數控系統(tǒng)誤差方面，一般采取三種方法：提高數控系統(tǒng)的分辨率，以微小程序段實現連續(xù)進給；提高位置檢測精度；位置伺服系統(tǒng)采用前饋控制與非線性控制。在采用補償技術方面，除采用間隙補償、絲杠螺距補償和刀具補償等技術外，還可以采用熱變形補償技術[4]。 (2) 多功能化 一機多能的數控系統(tǒng)，可以最大限度的提高設備的利用率。數控加工中心（Machining Center-MC）便是一種能實現多工序加工的數控機床。這類數控系統(tǒng)控制的機床，一般配有機械手和刀具庫（可存放16~100把刀具）。工件一經裝夾，數控系統(tǒng)就能控制機床自動的更換刀具，連續(xù)對工件的各個加工面完成銑削、鉸孔、擴孔及攻螺紋等多工序加工，從而可以避免多次裝夾所造成的定位誤差。這樣減少了設備臺數、工件夾具和操作人員，節(jié)省了占地面積和輔助時間。為了提高效率，新型數控機床在控制系統(tǒng)和機床結構上也有所改革。例如，采取多系統(tǒng)混合控制方式，用不同的切削方式（車、鉆、銑、攻螺紋等）同事加工零件的不同部件等?，F代數控系統(tǒng)控制軸數多達15軸，同事聯(lián)動的軸數已達到6軸[5]。 (3) 智能化 數控系統(tǒng)應用高技術的重要目標是這能化。智能化技術主要體現在以下幾個方面： (a) 引進自適應控制技術 引進自適應控制技術（Adaptive Control-AC）的目的是要求在隨機的加工過程中，通過自動調節(jié)加工過程中所測得的工作特征、狀態(tài)，按照給定的評價指標自動校正自身的工作參數，以達到或接近最佳的工作狀態(tài)。通常數控機床是按照預先編好的程序進行控制，但隨機因素，如毛坯余量和硬度的不均勻、刀具的磨損等難以預測。為了確保質量，勢必在編程時采用較保守的切削用量，從而降低了加工效率。AC系統(tǒng)可對機床主軸轉矩、切削力、切削溫度、刀具磨損等參數值進行自動測量，并由CPU進行比較運算后發(fā)出修改主軸轉速和進給量大小的信號，確保AC處于最佳切削用量狀態(tài)，從而在保證質量條件下使加工成本最低或生產率最高[6]。 （b） 附加人機械化自動編程功能 建立切削用量專家系統(tǒng)和示數系統(tǒng)，從而達到提高編程效率和降低對編程人員技術水平的要求。 （c） 具有設備故障診斷功能 數控系統(tǒng)出了故障，控制系統(tǒng)能夠進行自診斷，并自動采取排除故障的措施，以適應長時間無人操作環(huán)境的要求。 (4) 小型化 蓬勃發(fā)展的機電一體化設備，對CNC系統(tǒng)提出了小型化的要求，體積小型化便于將機、電裝置糅合為一體。日本新開發(fā)的FS16和FS18都采用了三維安裝方法，使電子元器件得以高精度的安裝，縮小了新型TFT彩色液晶薄型顯示器，使CNC系統(tǒng)進一步小型化，這樣可更方便地將它們裝到機械設備上[7]。 1.4 設計的目的與意義 在機床加工中鉆床的加工工作量在總制造工作量中占有很大的比量。鉆床為孔加工機床，按其機構形式不同可以分為搖臂鉆床、立式鉆床、臥式鉆床、深孔鉆床、多軸鉆床等。主要用來進行鉆孔、擴孔、鉸孔、攻絲等。長期以來我國的機械制造工業(yè)中孔類加工多數由傳統(tǒng)鉆床來完成，但是傳統(tǒng)的鉆床在大批生產時存在許多的不足之處： (1) 自動化程度不高，難以進行大批量生產； (2) 工作效率低，且工人的工作環(huán)境惡劣； (3) 占用人力較多，操作固定不交易出錯； (4) 精度不高，工件裝夾費時； (5) 加工產品質量不高。 再生產過程中，手動的操作、繁瑣的裝夾、大量生產力的投入和單一的生產流程導致了鉆床加工的自動化程度低、生產效率低、共作環(huán)境惡劣和產品質量不高，因此，我們需要解決的問題在于如何實現鉆削加工的自動化、減少生產力的投入生產和與其他工藝流程相結合同時也要考慮經濟問題[7]。 針對以上傳統(tǒng)鉆床的不足之處及生產中存在的問題，我們有必要在傳統(tǒng)鉆床的基礎上研究出新型數控鉆床——立式鉆銷中心。通過對傳統(tǒng)鉆床手動的進給系統(tǒng)、夾緊系統(tǒng)及傳動系統(tǒng)的創(chuàng)新設計，假如新技術，從而提高產品質量和生產效率，實現自動化，降低勞動強度及工作量。 鉆銷中心具有自動換刀功能，可減少工件在機床上的兩次安裝，提高加工精度，穩(wěn)定產品質量，減輕操作者的勞動強度，提高生產率，降低生產成本。鉆銷中心適用于機械制造各行業(yè)中的中小型零件的孔、平面加工，并可加工平面凸輪[8]。 第2章 總體設計方案的確定 2.1 設計方案 本設計從角度入手，主要對主軸系統(tǒng)結構進行設計，通過分析，確定出主軸系統(tǒng)結構包括以下三部分，并對其提出設計方案，方案如下： 1. 傳動系統(tǒng) 主軸的調速取消了齒輪變速機構，而是由交流電動機來實現，且主軸與電機軸之間采用帶傳動。主軸上的傳動件，主要有齒輪和帶。齒輪能夠傳遞較大的轉矩，是一般機床常用的傳動副。但其線速度不能太高，傳動也不夠平穩(wěn)。對于較高速主軸，用帶傳動可以使運轉平穩(wěn)。本次設計采用多楔帶傳動。多楔帶兼有V平帶和V帶的優(yōu)點：柔性好，摩擦力大，能傳遞的功率大，并解決了多根V帶長短不一使各帶受力不均的問題。多楔帶主要用于傳遞功率較大而結構要求緊湊的場合，傳動比可達10，帶速可達40m/s.本次設計最高轉速為3000r/min，為較高速的傳動，故選擇多楔帶傳動合適[9]。 主軸上的傳動件，主要由齒輪和帶。齒輪能傳遞較大的轉矩，是一般機床常用的傳動副。缺點是線速度不能太高，傳動也不夠平穩(wěn)。通常，線速度V≤12-15m/s。為使主軸運行平穩(wěn)，可采用斜齒輪。螺旋傾角一般不宜超過15°-20°，以免引起有太大的軸向分力。主軸上盡量不要有華裔齒輪或其它活裝零件（如離合器），以免因軸頸與活裝零件孔間有間隙而引起震振動。齒輪與主軸最好用圓錐配合。 較高速的主軸，用帶傳動可使運轉平穩(wěn)。在帶傳動中，常用的有平帶傳動、V帶傳動、多楔帶傳動和同步帶傳動等。平帶傳動結構最簡單，帶輪也容易制造，在傳動中心距較大的情況下應用較多。常用的平帶有帆布芯平帶、編織平帶（棉織、毛織和縫合棉布帶）、棉綸片復合平帶等數種。其中以帆布芯平帶應用最廣，它的規(guī)格可查閱國家標準或手冊。在一般的機械傳動中應用最廣泛的是V帶傳動。V帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上也做出相應的輪槽。傳動時，V槽只和輪槽的兩個側面接觸，即以兩側面為工作面。根據槽面摩擦的原理，在同樣的張緊力下，V帶傳動較平帶傳動能產生更大的摩擦力，這是V帶傳動性能上的最主要優(yōu)點。再加上V帶傳動允許的傳動比較大，結構較緊湊，以及V帶多以標準化并能大量生產等優(yōu)點，因而V帶傳動的應用比平帶傳動廣泛的多。多楔角兼有V平帶和V帶的優(yōu)點：柔性好，摩擦力大，能傳遞的功率大，并解決了多根V帶長短不一而使各帶受力不均的問題。多楔角主要由于傳遞功率較大而結構要求緊湊的場合，傳動比可達10，帶速可達40m/s. 傳動帶易拉長和磨損，設計時必須注意能調解中心距；磨損后易于更換；有可靠的防護裝置以及防止與油接觸受侵蝕。當線速度v≤30m/s時，可用V形帶、多楔角或同步齒形帶；v＞30m/s時，可用橡膠或皮革平帶；v＞35m/s時，可用絲（天然絲、滌綸絲）織呆由于本設計為較高速主軸，線速度v≤30m/s，故選用多楔角運動[10]。 2. 主軸進給系統(tǒng) 傳統(tǒng)的鉆床主軸進給系統(tǒng)主要由主軸、主軸套筒、主軸套筒箱套、齒輪齒條和軸承等組成。主軸在加工時即要做旋轉運動，也要做軸向的進給運動。機床的主軸被安裝在主軸的套筒內，套筒安置在主軸箱體孔的箱套內，主軸上側由花鍵連接。機床加工時，旋轉運動由花鍵傳入，而進給運動則有齒輪通過齒條帶動套筒在箱套內運動。本設計中采用了半閉環(huán)控制系統(tǒng)，半閉環(huán)系統(tǒng)的精度比閉環(huán)系統(tǒng)的精度略低，但是其結構簡單而且調整方便。 3. 夾緊系統(tǒng) 傳統(tǒng)鉆床的夾緊主要是手工操作，由夾具夾緊工件。為了便于實現自動化控制，主軸內部刀具的自動加緊，則采用了碟形彈簧與氣壓傳動技術。 2.2 方案的可行性分析 2.2.1 鉆銷中心的設計特點 采用本文提出的設計方案，所設計出的鉆銷中心具有如下特點： (1) 自動化程度較高 鉆銷中心不僅具有一般數控鉆床的自動加工功能，而且裝有轉塔式刀庫，可以自動更換刀具，進行多工序加工。由于采用了半閉環(huán)、連續(xù)輪廓控制的數控系統(tǒng)，可進行輪廓控制的銑削工序。當配有工業(yè)機器人時，尚可自動裝卸工件，實現無人化生產。 (2) 加工效率高 為了適應各種材料、各種尺寸的零件加工，采用了寬調速電機，使主軸調速范圍寬，最高轉速可達3000r/min。適合進行高速切削，以減少加工時的切削時間。機床快速定位速度也較高，工作臺X向和Y向快速進給速度可達15r/min.主軸箱垂直上下（Z向）快速進給速度可達10r/min.自動換刀時間一般為5s，可縮短加工的輔助時間，提高生產率。 (3) 維修方便 在主機上沒有齒輪傳動、沒有液壓傳動，應用了高壽命的直線滾動導軌及滾珠絲杠螺母副，是日常維修大大簡單化，維修方便。 使用此中機電一體化設備，可減少工件在機床建的兩次安裝，提高加工精度，穩(wěn)定產品質量，減輕操作者勞動強度，提高生產率，降低生產成本[11]。 2.2.2 本設計的創(chuàng)新之處 1. 軸承配置 為適應高崗度要求，前、后支撐都采用了圓錐滾子軸承，背靠背安裝，前面兩個軸承大口朝向主軸前端，后一個軸承大口朝向主軸尾端。 2. 自動夾緊機構由機械傳動改為氣壓傳動 氣壓傳動與機械傳動相比具有動作迅速，調節(jié)方便，維護簡單，不存在介質變質以及補充等問題。氣壓傳動以空氣為工作介質，綠色環(huán)保。氣動元件結構簡單、成本低、壽命長，易于實現標準化、系列化和通用化[12]。 第3章 鉆削中心主軸部件結構設計 3.1 主軸的結構設計 3.1.1 主軸的基本尺寸參數的確定 1. 主軸平均直徑 主軸前支承軸徑，根據機床主電動機功率來確定。已知鉆削中心主電動機功率為5.5kW。查《實用機床設計手冊》圖3-30，選取前支承軸徑，后支承軸徑。主軸當前平均直徑。 2. 主軸內孔直徑 主軸的內孔直徑用于通過刀具夾緊裝置固定刀具﹑傳動氣動或液壓卡盤等。主軸內孔直徑越大，主軸部件相對重量也越輕。主軸孔徑大小主要受主軸剛度制約。主軸孔徑與主軸直徑之比，小于0.5是空心主軸的剛度幾乎與實心主軸剛度相當?？紤]碟形彈簧的設計取。校核壁厚。所以，取合適。 3. 主軸前端懸伸量的選擇 主軸懸伸量是指主軸前支承徑向反力作用點到主軸前端受力作用點之間的距離，見圖2-1。無論從理論分析還是從實際測試的結果來看，主軸懸伸量值愈小愈能提高主軸部件的剛度。因此，確定主軸懸伸量的原則是在滿足機構要求的前提下，盡可能取小值。查《實用機床設計手冊》表3-8。 實際取。 4. 主軸合理跨距的選擇 主軸前支承點至主軸后支承點之間的距離稱為跨距，見圖3-1。 圖3-1 主軸支承跨距及懸伸量 主軸組件的支承跨距對主軸本身剛度和對支承剛度有很大的影響。根據《數控加工中心設計》所介紹如下經驗公式 (3-1) 式中 —剛度值，其下限值,精密機床值為； —主軸平均外徑，單位； —主軸平均內徑，即中空主軸平均內徑，單位； —主軸軸承支承跨距，單位。 則有： 計算得：，考慮到實際結構，取。 3.1.2 主軸端部結構 加工中心主軸的軸端用于安裝夾具和刀具。要求夾具和刀具在軸端定位精度高、定位剛度高、裝卸方便，同時使主軸的懸伸長度短。短錐法蘭結構有很高的定位精度，主軸的懸伸長度短，大大提高了主軸的剛度。查《機床設計手冊》卷3表6.1-36，查得主軸端部結構以及主要尺寸如表3-1： 表3-1 主軸端部結構尺寸 69.85mm 39.6mm 27mm 147mm 128.57mm 25mm 主軸端部有四個螺紋孔是用來裝端銑刀的，另外有兩個端面鍵是用來固定刀的周向的轉動，具體結構如圖3-2[15]。 圖3-2 主軸端部結構 3.1.3 主軸刀具自動夾緊機構 主軸內部刀具自動夾緊機構是加工中心必不可少的機構。加工中心自動換刀，所以，主軸系統(tǒng)應具備自動松開和夾緊刀具的功能。刀具自動夾緊機構安裝在主軸內部，本設計采用如圖3-3所示的刀桿拉緊機構。 1.刀柄 2.鋼球 3.拉桿 圖3-3 刀桿拉緊機構 1.鋼球 2.拉桿 3.碟形彈簧 4.滑塊 5.螺母 6.汽缸 7.活塞桿 8.行程開關 圖3-4 刀具自動夾緊機構示意圖 刀具自動夾緊機構安裝在主軸的內部，如圖3-4所示，刀柄由兩個鋼球夾持，碟形彈簧3通過滑塊4、螺母5，在拉桿2上的鋼球1作用下，將刀柄拉緊。當換刀時，要求松開刀柄，此時將主軸上端汽缸的上腔通壓縮空氣，活塞桿7及拉桿向下移動，同時壓縮碟形彈簧，當拉桿下移到使刀具松開的位置，刀具即可由機械手更換。待新刀裝入后，汽缸上腔停止供氣，活塞桿在圓柱螺旋彈簧力的作用下上移，在碟形彈簧作用下拉桿帶動鋼球上移，重新將刀柄拉緊?；钊麠U移動的兩個極限位置分別設有行程開關8，作為刀具夾緊和松開的信號。 3.1.4 主軸的驗算 1. 主軸剛度驗算 (1) 計算當量直徑 圖3-5 主軸尺寸示意圖 主軸尺寸示意圖，如圖3-5所示； 其中 當量直徑 由此計算可得： (2) 剛度計算 主軸前懸伸部分較粗，剛度較高，其變形可以忽略不計。后懸伸部分不影響剛度，也可不計。如主軸前端作用一外載荷，則主軸前端撓度為： (3-2) 式中 — 外載荷，單位； — 前懸伸，等于外載荷作用點至支承點間的距離，單位mm； — 跨距，等于前后支撐點間的距離，單位mm； — 彈性模量，鋼為,單位； — 截面慣性矩，,單位：mm； — 主軸的外徑和孔徑，單位。 圖3-6 主軸受力示意圖 將及之值代入上式可得 如果，則孔的影響可以忽略，即 彎曲剛度 所以，當時，則 N/μm 本設計：; ，所以 N/μm 2. 主軸扭轉剛度驗算 對鉆床等以扭轉變形為主的主軸，還要驗算其扭轉剛度。通常要求其扭轉角在（20～25）的長度內不超過，即： (3-3) 式中 —主軸傳遞最大扭矩，單位； —計算長度，取，單位。； ； —剪切彈性模量，鋼料為8.1N/cm； —截面極慣性矩，對于圓截面，單位為； —主軸當量直徑，。 代入上式得： 故滿足扭轉剛度的要求。 3. 主軸臨界轉速驗算 查《機械設計手冊·單行本·軸及其連接》表5-1-47：一階臨界轉速的計算公式如3-4式，計算示意圖如圖3-7。 （3-4） 式中 — 外伸端第個圓盤重力，； 本設計中，外伸端圓盤為帶輪，其重力估算如下： — 軸的重力，；對實心鋼軸，； 對空心鋼軸應乘以 。本軸為空心軸，由前面計算知： 則有： ； — 空心軸內徑與外徑之比，； — 軸的全長，； — 支撐跨距，； — 外伸端第個圓盤至支承間的距離，; — 臨界系數 — 外伸端長度與軸長之比， ； 當時，查《機械設計手冊·單行本·軸及其聯(lián)接》表5-1-49，。 圖3-7 臨界轉速計算示意圖 將以上數據代入（3-1）式可得：，, 對 于剛性軸 ，滿足臨界轉速條件。 3.1.5 主軸材料和熱處理的選擇 評價和考慮主軸主要尺寸參數的依據是主軸的剛度、結構工藝性和主軸組件的工藝適用范圍。主軸材料的選擇主要根據剛度、載荷特點、耐磨性、熱處理變形大小等因素確定。主軸的剛度與材料彈性模量有關，鋼的值較大（左右），所以主軸材料首先考慮鋼料。值得注意的是鋼的彈性模量E的數值與鋼的種類和熱處理方式無關，即不論是普通鋼或合金鋼，其彈性模量基本相同。因此在選擇鋼料時應首先選用價格便宜的中碳鋼（如45鋼），只有在載荷特別重和有較大的沖擊時，或者精密機床主軸需要減小熱處理后的變形時，或者軸向移動的主軸需要保證其耐磨性時，才考慮選用合金鋼。當主軸軸承采用滾動軸承時，軸頸可以不淬硬，但為了提高接觸剛度，防止敲碰損傷軸頸的配合表面，不少45鋼主軸軸頸仍進行高頻淬火（48～54HRC）[9]。當采用滑動軸承時，為減少磨損，軸頸表面必須有很高的硬度。因此，通常在軸頸處進行高頻淬火；對大直徑主軸（Φ350～400mm）也可用火焰淬火來提高表面硬度；對于受較大沖擊的主軸，可用15或20號鋼，并在軸頸表面滲碳、淬火及回火。主軸材料常采用的有45號鋼、GCr15等，需經滲氮和感應加熱淬火。 由于本次設計主軸承受載荷為中重載荷，所以材料選用45號鋼，進行調質處理。 3.2 主軸傳動部件的設計 3.2.1 傳動方式的選擇 主軸上的傳動件，主要有齒輪和帶。齒輪能傳遞較大的轉矩，是一般機床常用的傳動副。缺點是線速度不能太高，傳動也不夠平穩(wěn)。通常，線速度。為使主軸運行平穩(wěn)，可采用斜齒輪。螺旋傾角一般不宜超過，以免引起有太大的軸向分力。主軸上盡量不要有滑移齒輪或其它活裝零件（如離合器），以免因軸頸與活裝零件孔間有間隙而引起振動。齒輪與主軸最好用圓錐配合。 較高速的主軸，用帶傳動可使運轉平穩(wěn)。在帶傳動中，常用的有平帶傳動、V帶傳動、多楔帶傳動和同步帶傳動等。平帶傳動結構最簡單，帶輪也容易制造，在傳動中心距較大的情況下應用較多。常用的平帶有帆布芯平帶、編織平帶（棉織、毛織和縫合棉布帶）、錦綸片復合平帶等數種。其中以帆布芯平帶應用最廣，它的規(guī)格可查閱國家標準或手冊。在一般機械傳動中，應用最廣泛的是V帶傳動。V帶的橫截面呈等腰梯形，帶輪上也做出相應的輪槽。傳動時，V帶只和輪槽的兩個側面接觸，即以兩側面為工作面。根據槽面摩擦的原理，在同樣的張緊力下，V帶傳動較平帶傳動能產生更大的摩擦力，這是V帶傳動性能上的最主要優(yōu)點。再加上V帶傳動允許的傳動比較大，結構較緊湊，以及V帶多已標準化并能大量生產等優(yōu)點，因而V帶傳動的應用比平帶傳動廣泛得多。多楔帶兼有V平帶和V帶的優(yōu)點：柔性好，摩擦力大，能傳遞的功率大，并解決了多根V帶長短不一而使各帶受力不均的問題。多楔帶主要用于傳遞功率較大而結構要求緊湊的場合，傳動比可達10，帶速可達40m/s。 傳動帶易拉長和磨損，設計時必須注意能調節(jié)中心距；磨損后易于更換；有可靠的防護裝置以防止與油接觸受侵蝕。當線速度時，可用V形帶、多楔帶或同步齒形帶；時，可用橡膠或皮革平帶；時，可用絲（天然絲、錦綸絲或滌綸絲）織帶。由于本設計為較高速主軸，線速度，故選用多楔帶傳動。 3.2.2 多楔帶帶輪的設計計算 基本設計參數：由設計要求kW；本次設計選用傳動比為1。 1. 設計功率 kW 查《現代機械傳動手冊》[13]5.1-17，。工況系數。 2. 帶型的選擇 根據所算的設計功率，查《現代機械傳動手冊》[13]表5.1-20，選用PJ型多楔帶。 3. 小帶輪直徑的確定 根據帶型與設計功率，查《現代機械傳動手冊》[13]表5.1-78，小帶輪節(jié)圓直徑。 4. 大帶輪基準直徑的確定 根據帶型與設計功率，查《現代機械傳動手冊》[13] 查《現代機械傳動手冊》[13]，可知通常 按《現代機械傳動手冊》[13]表5.1-18圓整得：。 5. 帶速的計算 （3-5） ，查《現代機械傳動手冊》[13]表5.1-67， 進行動平衡。 6. 初定中心距 （3-6） 取 。 7. 所需基準長度 （3-7） 查《現代機械傳動手冊》[13]表5.1-70選取近似值 8. 實際中心距 （3-8） 9. 小帶輪包角 10. 楔數Z （3-9） 式中 — 工作情況系數，查表5.1-17 ，； — 傳遞的功率kW； — 每楔的基本額定功率，查表5.1-77～5.1－81: kW； — 當i=1時，； — 彎曲影響系數，查表5.1－75，； — 傳動比系數，查表5.1－76，； — 小帶輪轉速，； — 小輪包角系數，見圖5.1－6，=1.0； — 帶長系數，見表5.1－74，。 計算得：，取。 3.2.3 多楔帶的選擇及帶輪尺寸參數的確定 1. 多楔帶帶輪的參數 多楔帶的帶輪常采用HT200制造，當帶速超過30m/s時，常采用35或45號鋼制造。查《現代機械傳動手冊》[13]表5.1-82，具體參數見表3-2， 表3-2 帶輪參數表 帶型 槽間距 實際槽深 輪槽角 最小邊距 PJ 2.34+0.03mm 1.8mm 帶型 最小槽頂圓角半徑 最大槽根圓角半徑 節(jié)線差 帶輪寬度 PJ 0.2mm 0.4mm 1.2mm 15.3mm 帶輪寬度 帶輪示意圖如圖3-8所示。 圖3-8 帶輪示意圖 2. 多楔帶的選擇 查《現代機械傳動手冊》表5.1-69，可得多楔帶參數，具體見表3-3。 表3-3 多楔帶參數表 帶型 節(jié)距 帶高 計算齒高 楔角 楔根 楔頂 PJ 2.34mm 4.0mm 3.21mm 40° 0.4mm 0.2mm 寬度mm。 3.2.4 傳動帶在主軸上的位置 查《機床設計手冊》卷3表6.1-5，主軸采用帶傳動時，為了便于更換帶和防止皮帶沾油，帶輪通常裝在主軸后支承外側。如圖3-9所示。 1.帶輪 2.多楔帶 3.主軸 圖3-9傳動件位置示意圖 根據設計要求，主電動機功率為5.5kW，～3000r/min。查《數控機床機器人機械系統(tǒng)設計指導》[14]表4-17，選取交流變頻調速電機，其基 本參數如表3-4。 表3-4 電機參數表 型號 極數 額定功率 額定電流 同步轉速 YTPS132S-4 4 5.5kW 18A 180-3000r/min 查表4－18，其外形安裝尺寸如下表3-5。 表3-5 電機安裝尺寸參數表 機座號 90L 32mm 50mm 20mm 7mm 340mm 180mm 具體外形如圖3-10所示。 圖3-10 電機外形尺寸圖 3.3 主軸軸承 3.3.1 主軸軸承的選用 主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類型、結構、配置、精度、安裝、調整、潤滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。常用的主軸軸承有滾動軸承和滑動軸承。 滾動軸承的摩擦力小，可以預緊，潤滑維護簡單，能在一定的轉速和載荷變動范圍內穩(wěn)定工作。滾動軸承由專業(yè)化工廠生產，選購維修方便。但與滑動軸承相比，滾動軸承的噪聲大，滾動體數目有限，剛度是變化的，抗震性略差并且對轉速有很大限制。加工中心主軸組件在可能條件下，盡量使用滾動軸承，特別是大多數立式主軸和主軸裝在套筒內能夠做軸向移動的主軸。 本次設計選用圓錐滾子軸承。查《實用機床設計手冊》表3.8-52選用型號為32016的圓錐滾子軸承，其基本參數表3-6。 表3-6 軸承基本參數表 極限轉速（油潤滑） 80mm 125mm 27mm 140kN 220kN 3800 前支承軸承壽命校核 軸承壽命 （3-10） 式中 — 對滾動軸承； — 滾動軸承額定動負荷,查《實用機床設計手冊》表3.8-52， kN； — 軸承轉速,根據設計要求：r/min； 此處； — 當量動負荷，。 對鉆削中心整體以及設計要求進行分析，可知滾動軸承在此處主要承受軸向負荷。徑向負荷極小.對軸向負荷進行估算： N 取=2000N （3-11） 式中 — 軸承所受徑向負荷； — 軸承所受軸向負荷； — 徑向系數； — 軸向系數。 查《實用機床設計手冊》表3.8-50： 選取， （3-12） , kN 將以上數據代入軸承壽命計算公式可得： h 一般精密機床軸承壽命為； 所以，選用該軸承滿足要求。后支承軸承所受力比前支承軸承力小，后支承軸承不必校驗。 3.3.2 主軸軸承的配置 1. 主軸軸承安裝位置 根據對設計要求和已選軸承分析，為適應高剛度要求，前支承采用兩個超精密級圓錐滾子軸承的組合方式，且因軸承精度較高，能保證高的回轉精度。前后支承都采用了圓錐滾子軸承，背靠背安裝，前面兩個軸承小口朝向主軸前端，后一個軸承小口朝向主軸尾部。前支承既承受徑向載荷，又承受兩個方向的軸向載荷。后支承為圓錐滾子軸承，也是背靠背安裝。后支承僅承受徑向載荷，故可以不必進行校核。軸承的組合形式，根據載荷大小和剛度設計以及結構設計要求，具體組合形式見圖3-11。 圖3-11 軸承配置示意圖 2. 主軸軸承的精度配置 在加工中心上，主軸軸承精度一般有三種B﹑C﹑D級。對于精密級主軸，前支承常采用B級軸承，后支承常采用C級軸承。普通精度級主軸前支承常采用C級軸承，后支承采用D級軸承。本設計采用前支承C級軸承，后支承采用D級軸承。 3.3.3 滾動軸承調整和預緊方法 如圖3-9所示，本設計采用隔套調整的方法。采用兩個隔套調整，通過改變兩個調整套的寬度差達到調整軸承間隙的目的。這種調整方法不必拆卸軸承，預緊力的大小全憑操作人員的經驗確定。因軸承精度高，能保證較高的回轉精度，軸承的預緊采用修磨內圈的方式。 隔套的選?。? 查《實用機床設計手冊》表1.8－7,查得內隔套,材料為HT150，具體參數參考表3-7，結構圖如圖3-12所示。 表3-7 內隔套基本參數表 型號 平行度 A 80mm 95mm 0.040mm 5～120mm 圖3-12 隔套示意圖 3.3.4 主軸軸承的潤滑 1. 潤滑方式的選擇 主軸組件的潤滑密封是加工中心使用和維護過程中值得重視的兩個問題。良好的潤滑效果可以減低摩擦﹑降低軸承的工作溫度。密封不僅要防止灰塵和切削液進入，還要防止?jié)櫥偷男孤?。潤滑劑和潤滑方式決定于軸承的類型﹑速度和工作負荷。如果選擇的合適，可以降低軸承的工作溫度和延長使用壽命。以往加工中心主軸軸承的潤滑方式，大多采用油脂封入式潤滑方式。但這種潤滑方式的轉速有一定的限度，為了適應主軸轉速向高速化發(fā)展的需要，相繼開發(fā)了新型潤滑和冷卻方式。在加工中心上，主軸軸承的潤滑方式主要有：油脂潤滑﹑油液潤滑﹑油液循環(huán)潤滑﹑油霧潤滑﹑油氣潤滑等方式。 滾動軸承的潤滑基于彈性流體動力潤滑方式。滾動體和滾道接觸處壓強很高，會產生接觸變形。接觸區(qū)是一小塊面積的接觸，而不是一條線或一個點的接觸。潤滑劑在高壓下被壓縮，黏度急劇升高。瞬時局部高黏度的油可以在接觸區(qū)形成油膜，把滾動體和滾道分隔開。滾動體滾道的接觸面積小，所以需要的潤滑劑也很少。 滾動軸承可以用潤滑脂或潤滑油潤滑。在速度較低時，用潤滑脂比用潤滑油溫升低；速度較高時，用潤滑油較好。本次設計主軸轉速較高，所以選用油潤滑。 主軸軸承速度較高時，宜采用油潤滑。它不僅摩擦阻力消，冷卻效果好，還具有沖洗作用。滾動軸承的潤滑所需油量是很少的，約每分鐘1～5滴。油量增加，則因攪拌作用而使油溫升高；油量若再增加，則冷卻作用逐漸超過了攪拌作用，溫升將下降，但耗能卻加大了。常用油的粘度（40％）為12～13。 油滑方式較多，為選取合適的油潤滑方式，查《專用機床設備設計》表3-13，利用值選取。為軸承的平均直徑，即（外徑+內徑）/2； 為軸的轉速。 =615000 查表3-13，圓錐滾子軸承在=615000時，應選取油氣潤滑方式。 2. 油氣潤滑工作原理 其工作原理如圖3-13所示。一路經氣閥進入注油器，定時器定時打開氣閥，壓縮空氣把一股油注入油氣混合室，與經節(jié)流閥來的另一路壓縮空氣混合，進入塑料管道。塑料管道孔徑約為1.5mm，油附在管壁上，在壓縮空氣流的作用下蠕動到噴嘴處，噴向軸承。往混合室內注油是間歇的，但噴嘴處噴油卻是連續(xù)的。管道越長，供油越均勻。油氣潤滑器是一個可外購的獨立部件，油氣潤滑時，油未霧化，用過后可回收，不致污染環(huán)境，是一種很有前途的潤滑方式。 圖3-13 油氣潤滑工作原理圖 3.4 碟形彈簧的設計 3.4.1 鉆削力分析 普通麻花鉆每一切割刃都產生切向切削抗力、徑向切削抗力與軸向切削抗力。這些分力合成即為鉆削力。當左右切削刃對稱時，徑向抗力相平衡。切向抗力形成鉆削扭矩，它消耗了切削功率。所有切削刃上軸向抗力之和形成了鉆頭上的軸向力，如圖3-14所示： 鉆削時，工作臺載荷主要是垂直進給方向，其大小與鉆削軸向力相同，方向相反。當鉆削工作臺不做垂直進給時，是工作臺的靜壓垂直載荷；當工作臺作垂直進給時，是工作臺垂直抗力。 查《數控機床機器人機械系統(tǒng)設計指導》[1-3]表2-2，當最大鉆孔直徑為20mm時，采用高速鋼鉆頭，最大軸向力 N 鉆削中心具有一定的銑削能力，故鉆削力的分解可以參照銑削力的分解，查《數控機床機器人機械系統(tǒng)設計指導》得： 縱向切削力 橫向切削力 垂直切削力 故切向切削抗力=8240N 對鋼球進行受力分析，如圖3-15，對鋼球所受合力進行估算: 圖3-14 鉆削力分解圖 圖3-15 鋼球受力分析圖 3.4.2 碟形彈簧設計計算 1. 彈簧所受載荷的估算 靜載荷 (3-13) 式中 — 彈簧所承受的重力； — 刀具重力; 故 動載荷 2. 彈簧的選擇與計算 (1) 彈簧的選擇 已知條件：靜載荷為500N時，變形量為5mm，導桿最大直徑25mm。 根據導桿尺寸，查《機械設計手冊·單行本·彈簧·起重運輸件·五金件》[23]表7-6-3，選?。?5.4mm時的碟形彈簧參數如表3-8。 表3-8 彈簧參數表 B系列 50mm 25.4mm 2mm 1.4mm Ⅱ或Ⅲ B系列 3.4mm 4760N 1.05mm 1140Mpa (2) 彈簧的計算 ① 壓平彈簧時的載荷的計算 B系列，對合組合 (3-14) 其中：,;,《機械設計手冊·單行本·彈簧·起重運輸件·五金件》表7-6-5得： 則5194N ② 的計算 因是對合組合，單個彈簧載荷，。 ③ 的計算 查《機械設計手冊·單行本·彈簧·起重運輸件·五金件》圖7-6-2查得B系列，及時，，則。 ④ 對合組合片數的計算 ，取片數為20片。 ⑤ 未受載荷時的自由高度的計算 ⑥ 受載荷時的高度 的計算 ⑦ 碟形彈簧壓平時的最大應力 = =-990N 小于60Si2MnA的屈服點，本彈簧符合設計要求。 ⑧ 彈簧剛度 的計算 3.4.3 碟形彈簧的校核 已知,； (1) 計算及和 =5194N ，。 (2) 計算和 根據已知數據算，根據及和，從圖7-6-0查出＝0.18，，代入求出＝0.252， ＝0.35； (3) 確定疲勞破壞關鍵部位為Ⅱ處并計算和應力幅 查《機械設計手冊·單行本·彈簧·起重運輸件·五金件》表7-6-3上確定疲勞關部位，并計算和應力幅。 (3-15) 式中 代入上式，時 =281.2MPa= 時 =387.6MPa= 應力幅。 (4) 校驗持久壽命范圍 根據，查《機械設計手冊·單行本·彈簧·起重運輸件·五金件》圖7-6-5查得N≥2× 時的MPa應力幅： MPa> 所以此碟形彈簧能持久工作。 3.5 氣缸的設計 3.5.1 氣缸的結構設計 1. 氣缸的選擇 查《機械設計手冊·單行本·氣壓傳動》[20]表22-1-16，選擇單作用活塞式彈簧復位氣缸，工作原理圖如圖3-16所示。 圖3-16 氣缸工作原理圖 其工作原理為壓縮空氣驅動活塞向一個方向運動，復位靠彈簧力彈簧起背壓作用，輸出力隨行程而變化，適用于短行程。 查《機械設計手冊·單行本·氣壓傳動》表22-1-56： （3-16） 式中 —氣缸輸出推力;= N — 碟形彈簧剛度,； — 氣缸內徑，； — 氣缸工作壓力，選?。? — 彈簧力，。 查《機械設計手冊·單行本·氣壓傳動》表22-1-64，選取, 壁厚，一般氣缸缸筒壁厚與外徑之比 所以。將以上數據代（3-2）式得：。 2. 圓柱螺旋彈簧的計算 (1) 最小載荷P1，進行估算 (2) 最大工作載荷 N (3) 工作行程 查《機械設計手冊·單行本·氣壓傳動》表22-1-69，選取。 (4) 彈簧類別 本設計中彈簧在一天中受載次數N，次，故彈簧端部并緊、磨 平，支承圈為一圈。 (5) 彈簧材料 查《機械設計手冊·單行本·彈簧·起重運輸件·五金件》表2-3-5， 選擇材料為65Mn。 (6) 初算彈簧剛度 N/mm (3-17) (7) 工作極限載荷的確定 因是Ⅲ類載荷,，故＝2621.3N。 (8) 彈簧材料直徑d及彈簧中徑D與有關參數的確定 根據條件從《機械設計手冊·單行本·彈簧·起重運輸件·五金件》 表7-2-19得，見表3-9。 表3-9 彈簧參數表 12mm 85mm 4189N 12.56mm 333N/mm (9) 有效圈數的計算 ，按表7-2-10取標準值。 (10) 總圈數的確定 (11) 彈簧剛度的計算 =N/mm (12) 工作極限載荷下變形量的計算 mm (13) 節(jié)距的計算 mm (14) 自由高度的確定 ；按《機械設計手冊·單行 本·彈簧·起重運輸件·五金件》表7-2-12取標準值，。 (15) 彈簧外徑的確定 (16) 彈簧內徑確定 (17) 最小載荷時的高度確定 (18) 最大載荷時的高度確定 mm (19) 實際工作行程的確定 mm (20) 高徑比的計算 ，不必進行穩(wěn)定性驗算，此彈簧能夠滿足設 計要求。 3.5.2 氣動回路選擇 1. 壓力控制回路概述 壓力控制回路是對系統(tǒng)壓力進行調節(jié)和控制的回路。在氣動控制系統(tǒng)中，進行壓力控制主要有兩種。第一是控制一次壓力，提高氣動系統(tǒng)工作的安全性。第二是控制二次壓力，給氣動裝置提供穩(wěn)定的工作壓力，這樣才能充分發(fā)揮元件的功能和性能。 2. 一次壓力控制回路圖 3-17所示為一次壓力控制回路。此回路主要用于把空氣壓縮機的輸出壓力控制在一定的壓力范圍內。因為系統(tǒng)中壓力過高，除了會增加壓縮空氣輸送過程中的壓力損失和泄漏以外，還會使管道或元件破裂而發(fā)生危險。因此，壓力應始終控制在系統(tǒng)的額定值以下。 1－溢流閥 2－空氣壓縮機 3－單向閥 4－氣罐 5－電觸點式壓力計 6－氣源調節(jié)裝置 圖3-17 一次壓力控制回路 該回路中常用外控性溢流閥1保持供氣壓力基本恒定和用電觸點式壓力計5來控制空氣壓縮機2的轉、停，使氣罐4內的壓力保持在規(guī)定的范圍內。一般情況下，空氣壓縮機的出口壓力為0.8Mpa左右。 3. 二次壓力控制回路 圖3-18所示為二次壓力控制回路。此回路的主要作用是對氣動裝置的氣源入口處壓力進行調節(jié)，提供穩(wěn)定地工作壓力。 該回路一般由空氣過濾器、減壓閥和油霧器組成，通常稱為氣動調節(jié)裝置（氣動三聯(lián)件）。其中，過濾器除去壓縮空氣中的灰塵、水分等雜質；減壓閥調節(jié)壓力并使其穩(wěn)定；油霧器使清潔的潤滑油霧化后注入空氣流中，對需要潤滑的部件進行潤滑。 a)詳圖 b)簡圖 1－空氣過濾器 2－減壓閥 3－壓力計 4－油霧器 圖3-18 二次壓力控制回路 4. 控制回路的選擇 通過對以上兩種回路的分析結合本設計的實際需要，應選用二次壓力控制回路。二次壓力控制回路能夠提供穩(wěn)定的工作壓力，應用于氣動夾緊機構非常的合適[25]。 第4章 主軸進給系統(tǒng)的設計 4.1 概述 4.1.1 伺服進給系統(tǒng)的組成 如圖4-1所示，伺服進給系統(tǒng)是一個雙閉環(huán)系統(tǒng)，內環(huán)是速度環(huán)，外環(huán)是位置環(huán)。速度環(huán)中可以采用測速發(fā)電機、脈沖編碼器等作為速度反饋的檢測裝置。速度控制單元是一個獨立的單元部件，它由速度調節(jié)器、電流調節(jié)器、功率驅動放大器等各部分組成。位置環(huán)是由CNC裝置中的位置控制模塊、速度控制單元、位置檢測及反饋控制等各部分組成。位置控制主要是對機床運動坐標進行控制。 圖4-1 伺服進給系統(tǒng)組成示意圖 4.1.2 伺服進給系統(tǒng)的類型 加工中心伺服系統(tǒng)一般為閉環(huán)或半閉環(huán)伺服系統(tǒng)。 （1） 閉環(huán)伺服系統(tǒng) 如圖4-2所示是典型的閉環(huán)伺服系統(tǒng)，它由伺服電動機、檢測裝置、比較電路、伺服放大系統(tǒng)等部分組成。閉環(huán)伺服系統(tǒng)根據來自檢測裝置的反饋信號與指令信號比較的結果進行速度和位置的控制。這種系統(tǒng)通常是直接從安裝在工作臺等移動部件上的檢測裝置中取得反饋信號，閉環(huán)系統(tǒng)可以消除機械傳動機構的全部誤差，控制精度較高，因此適用于高精度或大型加工中心控制。 由于采用了位置檢測反饋裝置，所以閉環(huán)伺服系統(tǒng)的位置精度主要取決于檢測裝置的精度。閉環(huán)伺服系統(tǒng)的定為精度一般可達±0.01～0.005mm。 圖4-2 閉環(huán)伺服系統(tǒng)的工作原理 （2） 半閉環(huán)伺服系統(tǒng) 半閉環(huán)伺服系統(tǒng)如圖4-3所示。檢測元件被安裝在伺服電動機軸或滾珠絲杠等中間傳動件上，間接測量執(zhí)行部件位置。半閉環(huán)系統(tǒng)只能補償系統(tǒng)環(huán)路內部分元件的誤差，因此，半閉環(huán)系統(tǒng)的精度比閉環(huán)系統(tǒng)的精度要低一些，但是它的結構與調試都比較簡單。 圖4-3 半閉環(huán)伺服系統(tǒng) 閉環(huán)系統(tǒng)通過直接測量工作臺等移動部件的位移從而實現精度高的反饋控制。但這種測量裝置的安裝及調整都比較復雜且不易保養(yǎng)。相比之下，半閉環(huán)系統(tǒng)中的轉角測量就比較容易實現，但由于后繼傳動鏈傳動誤差的影響，測量補償精度比閉環(huán)系統(tǒng)差。 通過對以上兩種系統(tǒng)的分析比較，并結合本次設計的實際情況，應選用半閉環(huán)伺服系統(tǒng)。半閉環(huán)系統(tǒng)結構簡單而且調整方便，精度較高，適合與本次設計。 4.2 進給系統(tǒng)設計計算 4.2.1 主要參數的設定 Z向工作行程350mm； 工作進給速度1～1000mm/min；快速進給速度為10m/min； 最大鉆孔直徑20mm； 4.2.2 切削力的估算 查《數控機床機器人機械系統(tǒng)設計指導》表2-2，當最大鉆孔直徑為20mm時，采用高速鋼鉆頭，最大軸向力 N 鉆削中心具有一定的銑削能力，故鉆削力的分解可以參照銑削力的分解，查《銑工工藝學》中級本得： 縱向切削力 橫向切削力 垂直切削力 故計算可得：N, =211.57N，=8240N； 4.2.3 滾珠絲杠副設計計算 1. 滾珠絲杠導程的確定 在本設計中，電機和絲杠直接相連，傳動比為1，即。查《數控機床機器人機械系統(tǒng)設計指導》表4-16，選擇FB-35電機的最高轉速，最大轉矩，則絲杠的導程為： 2. 確定絲杠等效轉速 最大進給時，絲杠的轉速為r/min;最慢進給時，絲杠的轉速為r/min, 則得到絲杠的等效轉速（估算）為： r/min 3. 確定絲杠的等效負載 工作負載是指機床工作時，實際作用在滾珠絲杠上的軸向壓力，它的數值可用進給牽引力的試驗公式計算。選定導軌為滾動導軌，而一般情況下，滑動塑料導軌的摩擦系數為0.04，則絲杠所受最大牽引力為 式中 — 為主軸箱的重力，估算 N — 為顛覆力矩影響系數，； 計算得：N 而絲杠最小工作負載荷為：N 故其等效負載可按下式計算（估算） N 4. 確定絲杠所受最大動載荷 (4-1) 式中 — 額定壽命，=15000h; — 絲杠軸向當量負荷； — 絲杠當量轉速，； — 負載性質系數，=1.3; — 溫度系數，； — 可靠性系數，=1; — 硬度系數，=1; — 精度系數，=1。 代入上式，計算可得：kN 查《實用機床設計手冊》表3-7-26，選用內循環(huán)浮動反向器雙螺母墊片預緊滾珠絲杠副，型號為FFZ8010，絲杠公稱直徑，基本導程為，其額定動負荷為65kN（），額定靜負荷為，4列，絲杠螺母副的接觸剛度為m，絲杠大徑為，螺母長度為，取絲杠精度為1級。 5. 臨界壓縮負荷 確定絲杠螺紋部分地長度,等于工作臺最大行程（）加上螺母長度（）加兩端余程（）。即。支承跨距應略大于，取。絲杠全長為861mm。臨界壓縮負荷為 (4-2) 式中 — 材料的彈性模量，； — 絲杠最小截面慣性矩， ； — 最大受壓長度，按照結構設計??； — 安全系數，； — 最大軸向工作載荷，; — 絲杠支承方式系數，查《實用機床設計手冊》表3.7-37，； N>=9188N 可見遠遠大于，滿足要求。 4.2.4 絲杠的校核 1. 臨界轉速的驗算 (4-3) 式中 — 絲杠最小橫截面：； — 臨界轉速計算長度，取=m; — 安全系數，一般??； — 材料密度，； — 絲杠支承方式系數，查《實用機床設計手冊》表3.7－37， 取。 將以上數據代入上式，則 r/min 本設計絲杠采用一端固定，另一端游動的支承方式，固定端選用一對角接觸球軸承，背靠背安裝，查《實用機床設計手冊》表3.8－50可得其參數如表4-1。 表4-1 角接觸球軸承參數表 型號 7015AC 75mm 115mm 20mm 46.8kN 44.2kN 游動端選用深溝球軸承，查《實用機床設計手冊》表3.8-44可得其參數如表4-2所示。 表4-2 深溝球軸承參數表 型號 6214 70mm 125mm 24mm 60.