X-Y數(shù)控運動工作臺設計【二坐標 雙坐標】【含CAD圖紙】

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The servo motor to drive the ball screw actuator, a ball screw nut drives the slide block and the working platform motion on the guide rail, straight mobile work station in X, Y direction. Guide, ball screw and servo motor are based on standard, by the specialized manufacturers, only when the design work load to select. Keywords: X-Y NC worktable ;design ;process ;function 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第1章 緒論 1 1.1 課題研究意義 1 1.2 X-Y數(shù)控運動工作臺應用 1 第2章 X-Y數(shù)控運動工作臺設計要求 2 2.1設計主要要求 2 2.2 綜合作業(yè)內容 2 第3章 X-Y數(shù)控運動工作臺機械系統(tǒng)設計 3 3.1脈沖當量選擇 3 3.2工作臺外形尺寸及重量估算 3 3.3 滾動導軌副的計算與選擇 4 3.4滾珠絲杠副的載荷計算 5 3.5傳動效率計算 8 3.6穩(wěn)定性驗算 8 3.6 剛度驗算 8 3.7 滾珠絲杠精度等級確定 9 3.8 滾動導軌副的防護 11 3.9 直線滾動導軌副的計算、選擇 11 3.10電機至絲杠之間齒輪減速傳動設計 13 3.11等效轉動慣量計算(不計傳動效率) 16 3.12 電機的計算選型 17 3.13 聯(lián)軸器選擇 17 結 論 18 致 謝 19 參考文獻 20 20 第1章 緒論 1.1 課題研究意義 制造業(yè)是國家重要的基礎工業(yè)之一，制造業(yè)的基礎是是眾多機械制造的母機，它的發(fā)展水平，與制造業(yè)的生產能力和制造精度有著直接關系，關系到國家機械工業(yè)以至整個制造業(yè)的發(fā)展水平.是先進制造技術的基本單元載體，機械產品的質量、更新速度、對市場的應變能力、生產效率等在很大程度上取決于的效能。因此，制造業(yè)對于一個國家經濟發(fā)展起著舉足輕重的作用我國是世界上產量最多的國家.根據(jù)德國工業(yè)協(xié)會(VD W )2000年統(tǒng)計資料，在主要的生產國家中，中國排名為世界第五位。但是在國際市場競爭中仍處于較低水平:即使在國內市場也面臨著嚴峻的形勢:一方面國內市場對各類產品有著大量的需求，而另一方面卻有不少國產滯銷積壓，國外產品充斥市場。 1.2 X-Y數(shù)控運動工作臺應用 現(xiàn)代科學技術的不斷發(fā)展，極大地推動了不同學科的交叉與滲透，導致了工程領域的技術革命與改造。在機械工程領域，由于微電子技術和計算機技術的迅速發(fā)展及其向機械工業(yè)的滲透所形成的機電一體化，使機械工業(yè)的技術結構、產品機構、功能與構成、生產方式及管理體系發(fā)生了巨大變化，使工業(yè)生產由“機械電氣化”邁入了“機電一體化”為特征的發(fā)展階段。 X-Y數(shù)控工作臺是許多機電一體化設備的基本部件，如數(shù)控車床的縱—橫向進刀機構、數(shù)控銑床和數(shù)控鉆床的X-Y工作臺、激光加工設備的工作臺、電子元件表面貼裝設備等。模塊化的X-Y數(shù)控工作臺，通常由導軌座、移動滑塊、工作、滾珠絲杠螺母副，以及伺服電動機等部件構成。其中伺服電動機做執(zhí)行元件用來驅動滾珠絲杠，滾珠絲杠螺母帶動滑塊和工作平臺在導軌上運動，完成工作臺在X、Y方向的直線移動。導軌副、滾珠絲杠螺母副和伺服電動機等均以標準化，由專門廠家生產，設計時只需根據(jù)工作載荷選取即可?？刂葡到y(tǒng)根據(jù)需要，可以選取用標準的工作控制計算機，也可以設計專用的微機控制系統(tǒng)。 第2章 X-Y數(shù)控運動工作臺設計要求 2.1設計主要要求 1、設計可實現(xiàn)X/Y向數(shù)控運動工作臺 2、數(shù)控運動驅動力源采用交流伺服電機.但所選電機必須與該電機生產廠所列技術數(shù)據(jù)一致 3、工作臺尺寸450X350mm（X/Y） 4、工作臺（X/Y）工作行徑400/300 5、脈沖當量X/Y 0.004mm/脈沖 6、X向最高工作進給速度200mm/min 7、X向最高空載快進速度300mm/min 8、工件最大重量（包括夾具）為400kg 9、工作壽命每天8小時，連續(xù)工作5年，250/年 10、進給機械系統(tǒng)均采用滾動絲杠和滾動導軌副 2.2 綜合作業(yè)內容 1、數(shù)控十字工作臺裝配圖一張(提供打印并簽名） 2、設計說明書一份（主要內容1電機選型計算（脈沖當量2滾動絲杠選型與計算3滾動導軌選型計算 第3章 X-Y數(shù)控運動工作臺機械系統(tǒng)設計 3.1脈沖當量選擇 脈沖當量δp是一個進給指令時工作臺的位移量，應小于等于工作臺的位置精度，由于脈沖當量X/Y 0.004mm/脈沖 由已知設計參數(shù)初定脈沖當量δ=0.004mm/p 3.2工作臺外形尺寸及重量估算 3-1工作臺簡圖 已知題設要求：工作臺尺寸450X350mm（X/Y） 取X向導軌支撐鋼球的中心距為350mm,Y向導軌支撐鋼球的中心距為230mm,設計工作臺簡圖如下： X向拖板（上拖板）尺寸： 長寬高 350×230×50 重量：按重量=體積×材料比重估算 N Y向拖板（下拖板）尺寸： 350×230×50 N 上導軌座（連電機）重量： 夾具及工件重量：400kg約4000N。 X-Y工作臺運動部分的總重量：約4735N。 3.3 滾動導軌副的計算與選擇 根據(jù)給定的工作臺運動部件的總重量及負載和估算的 和 計算導軌的靜安全系數(shù) =C0/P，式中：C0為導軌的基本靜額定載荷；工作載荷 P=0.5(+W)； =1.0~3.0(一般運行狀況)，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動）。根據(jù)計算結果查有關資料初選導軌： 因系統(tǒng)受中等沖擊,因此取， 根據(jù)計算額定靜載荷初選導軌: ⑴、導軌型式：圓形截面滾珠導軌 ⑵、導軌長度 絲杠有效行程 由[3]表5-4查得le=20 mm 已知工作臺尺寸450X350mm（X/Y） 已知工作臺（X/Y）工作行徑400/300 ①上導軌（X向） 取動導軌長度 動導軌行程 支承導軌長度 ②下導軌（Y向） 取動導軌長度 動導軌行程 支承導軌長度 選擇導軌的型號：GTA16 ⑶、直線滾動軸承的選型 ⑶、直線滾動軸承的選型 ①上導軌 ②下導軌的 由于本系統(tǒng)負載相對較小，查表后得出LM10UUOP型直線滾動軸承的額定動載荷為，大于實際動負載；但考慮到經濟性等因素最后選擇LM16UUOP型直線滾動軸承。并采用雙排兩列4個直線滾動軸承來實現(xiàn)滑動平臺的支撐。 ⑷、滾動導軌剛度及預緊方法 當工作臺往復移動時，工作臺壓在兩端滾動體上的壓力會發(fā)生變化，受力大的滾動體變形大，受力小的滾動體變形小。當導軌在位置Ⅰ時，兩端滾動體受力相等，工作臺保持水平；當導軌移動到位置Ⅱ或Ⅲ時，兩端滾動體受力不相等，變形不一致，使工作臺傾斜α角，由此造成誤差。此外，滾動體支承工作臺，若工作臺剛度差，則在自重和載荷作用下產生彈性變形，會使工作臺下凹（有時還可能出現(xiàn)波浪形），影響導軌的精度。 3.4滾珠絲杠副的載荷計算 （1）.滾珠循環(huán)方式 由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-1查得,選擇外循環(huán)插管式 （2）.軸向間隙預緊方式 預緊目的在于消除滾珠螺旋傳動的間隙,避免間隙引起的空程,從而提高傳動精度. 由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-2查得,采用雙螺母墊片預緊方式。 2）滾珠絲杠副直徑和基本導程系列 由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》 工作負載是指機床工作時，實際作用在滾珠絲桿上的軸向壓力，他的數(shù)值用進給牽引力的實驗公式計算。選定導軌為滑動導軌，取摩擦系數(shù)為0.03，K為顛覆力矩影響系數(shù)，一般取1.1~1.5，本課題中取1.3。 ⑴、最大動負載Q的計算 式中：fW為載荷系數(shù)，中等沖擊時為1.2~1.5；fH為硬度系數(shù)，HRC≥58時為1.0。 查表得系數(shù)，，壽命值: 查表得使用壽命時間T==10000h，初選絲杠螺距t=5mm，得絲杠轉速 （X向最高空載快進速度300mm/min） 所以 X向絲杠牽引力 Y向絲杠牽引力 所以最大動負荷 X向 Y向 根據(jù)使用情況選擇滾珠絲杠螺母的結構形式，并根據(jù)最大動載荷的數(shù)值可選擇滾珠絲杠的型號為: CM系列滾珠絲桿副，其型號為：CM2005-5。 其基本參數(shù)如下: 其額定動載荷為14205N> 足夠用.滾珠循環(huán)方式為外循環(huán)螺旋槽式,預緊方式采用雙螺母螺紋預緊形式. 滾珠絲杠螺母副的幾何參數(shù)的計算如下表 名稱 計算公式 結果 公稱直徑 ―― 20mm 螺距 ―― ５mm 接觸角 ―― 鋼球直徑 ―― 4.175mm 螺紋滾道法向半徑 1.651mm 偏心距 0.04489mm 螺紋升角 螺桿外徑 19.365mm 螺桿內徑 16.788mm 螺桿接觸直徑 17.755mm 螺母螺紋外徑 24.212mm 螺母內徑（外循環(huán)） 20.7mm 3.5傳動效率計算 絲杠螺母副的傳動效率為： 式中：φ=10’，為摩擦角；γ為絲杠螺旋升角。 3.6穩(wěn)定性驗算 絲杠兩端采用止推軸承時不需要穩(wěn)定性驗算。 3.6 剛度驗算 滾珠絲杠受工作負載引起的導程變化量為：(cm) Y向所受牽引力大,故用Y向參數(shù)計算 絲杠受扭矩引起的導程變化量很小，可忽略不計。導程變形總誤差Δ為 E級精度絲杠允許的螺距誤差[ Δ]=15μm/m。 3.7 滾珠絲杠精度等級確定 （1）.絲杠有效行程 由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-4查得le=20 mm 導軌總長Lu =210+120+20=350mm 所以絲杠總長Lv =350-20=330mm （2）.精度等級 根據(jù)有效行程內的平均行程允許偏差 ep=0.01/300×350×103=11.7查樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》表5-5得: 精度等級為T3 4）滾珠絲杠副支承形式選擇 滾珠絲杠主要承受軸向載荷,應選用運轉精度高,軸向剛度高、摩擦力距小的滾動軸承.滾珠絲杠副的支承主要約束絲杠的軸向串動,其次才是徑向約束。 由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》表5-6查得,采用一端固定一端游動(F-S)支承形式. 5）滾珠絲杠副的選擇 高速或較高轉速情況 按額定動負荷Cα≥Cαj選擇滾珠絲杠副 Cαj=[(Fefw)/(fhftfafk)]×[(60Lhne)/(106)]1/3 式中 Cαj--滾珠絲杠副的計算軸向動負荷(N) Fe--絲杠軸向當量負荷(N)，取進給抗力和摩擦力之和的一半. Fe=(120+0.06×120)/2=63.6N ne--絲杠當量轉速(r/min). ne=250r/min. Lh--絲杠工作壽命(h). 查考樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-7得Lh=15000 h. ft--溫度系數(shù). 查樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-8,得ft=0.70. fa--精度系數(shù). 查樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》》表5-9得fa=1.0 fw--負載性質系數(shù). 查[2]表5-10得fw=0.95 fh--硬度系數(shù).查[2]表5-11得fh=1.0 fk--可靠性系數(shù).查[2]表5-12得fk=0.21. 計算得Caj=2.5N 表3-1-1各類機械預期工作時間Lh 表3-1-2精度系數(shù)fa 表3-1-3可靠性系數(shù)fk 表3-1-4負載性質系數(shù)fw 6）滾珠絲杠副校核 （1）.臨界壓縮負荷 對于一端軸向固定受壓縮的滾珠絲杠,應進行壓杠穩(wěn)定性校核計算. 不發(fā)生失穩(wěn)的最大壓縮負荷稱為臨界壓縮負荷,用Fn表示 Fn=3.4×1010(f1d24)÷(L02) ×K1 式中 L0–--最長受壓長度.取400 mm f1--絲杠支承方式系數(shù), F-S取2 d2--絲杠螺紋底徑,查[4]3-32取17.6 mm k1 安全系數(shù)，取1/3 Fn=13593N>Fmax （2）.臨界轉速 ncr=9910(f22d2)/Lc2 式中 f2--絲杠支承方式系數(shù),F-S取3.927. Lc --臨時轉速計算長度. Lc =0.5m. d2--絲杠螺紋底徑,取17.6mm ncr= 10758.9r/min > nmax取,同時驗算絲杠另一個臨界值d0n=20×833=7500 < 70000 （3）.軸承選擇校核 由[2]表6-1選擇深溝球軸承6201,由[2]表6-6選角接觸球軸承7001AC. 校核(略) 3.8 滾動導軌副的防護 （1）.滾珠絲杠副的防護裝置 ,采用專業(yè)生產的伸縮式螺旋彈簧鋼套管。 （2）.滾珠絲杠副的密封 滾珠絲杠副兩端的密封圈如裝配圖所示.材料為四氟乙烯,這種接觸式密封須防止松動而產生附加阻力。 （3）.滾珠絲杠副的潤滑 潤滑劑用鋰基潤滑劑。 3.9 直線滾動導軌副的計算、選擇 根據(jù)給定的工作載荷Fz和估算的Wx和Wy計算導軌的靜安全系數(shù)fSL=C0/P，式中：C0為導軌的基本靜額定載荷，kN；工作載荷P=0.5(Fz+W)； fSL=1.0~3.0(一般運行狀況)，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動）。根據(jù)計算結果查有關資料初選導軌： （1）選BR直線滾動導軌導軌,E級精度.查得,fh=1,ft=1,fc=0.81,fα=1,fw=1. （2）工作壽命每天8小時，連續(xù)工作5年，250/年,額定壽命為: Lh=5×250×8=10000 h,每分鐘往復次數(shù)nz=8 L=(2lsnz60Lh)/(103)=(2×0.31×8×60×38400)/ (103)=11428Km 計算四滑塊的載荷,工作臺及其物重約為4000N 計算需要的動載荷Cα P=110/4=27.5N Cα=( fwP)÷(fh ft fc fα)×(L/50)1/3=208N 由樓應侯、潘曉彬、鄭堤、崔玉國、胡利永等編.《機械電子工程專業(yè)課程設計指導書》表3-20中選用LY15AL直線滾動導軌副,其Cα=606N, C0α=745N. 基本參數(shù)如下: 導軌的額定動載荷N 依據(jù)使用速度v（m/min）和初選導軌的基本動額定載荷 (kN)驗算導軌的工作壽命Ln： 額定行程長度壽命: 導軌的額定工作時間壽命: 導軌的工作壽命足夠. （3）滾動導軌間隙調整 預緊可以明顯提高滾動導軌的剛度,預緊采用過盈配合,裝配時,滾動體、滾道及導軌之間有一定的過盈量。 （4）潤滑與防護 潤滑:采用脂潤滑,使用方便,但應注意防塵。 防護裝置的功能主要是防止灰塵、切屑、冷卻液進入導軌,以提高導軌壽命。 防護方式用蓋板式。 3.10電機至絲杠之間齒輪減速傳動設計 1）.選定齒輪精度、材料、齒數(shù)及螺旋角 （1）.選精度為7級 （2） .選小齒輪為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）,硬度為240HBS，兩者硬度差為40HBS （3）.選擇齒數(shù)Z1=24，Z2=Z1×i=24×1.25＝30 （4）.選取螺旋角，初選β＝14° 2）.a）、按齒面接觸疲勞強度設計 d1t>={2Kt×T1×（u＋1）×(ZHZE)2/[Φd×εa×u×[σH]2]}(1/3) （1）.試選Kt=1.6, (由[1]表10-6)得材料彈性影響系數(shù)ZE＝189.8MPa1/2 （2）.(由[1]圖10-30得)選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433,(由[1]表10-7)選取齒寬系數(shù)Φd＝0.3， （3）.（由[1]圖10-26）查得εa1＝0.78，εa2 ＝0. 8，則εa＝εa1+εa2 ＝1.58 （4）.應力循環(huán)系數(shù)取j=1 已知V=1.0m/min，滾珠絲杠的基本導程P=5mm，則 nmax=(vmax/δ)×(α/360°) =(1000/0.004) ×(0.36/360) =250 r/min 所以 N1=60njLh=60×250×1×(2×8×300×15)＝1.08×109 N2=N1/i=1.08×109/1.25＝8.64×108 (5).（由[1]圖10-19）查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.86，KHN2=0.87 (6).（由[1]圖10-21d）查得小齒輪接觸疲勞強度極限 σHlim1=600MPa 大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa (7).計算疲勞強度許用應力，取安全系數(shù)S=1 [σH]1＝KHN1×σHlim1/S=0.86×600/1＝516MPa [σH]2＝KHN2×σHlim2/S=0.87×550/1＝478.5Mpa [σH]= （[σH]1+[σH]2）/2 =497.25Mpa (8).計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55×106Px/nx=77.9N.mm b）、計算 （1）.試算小齒輪分度圓直徑 d1t>={2Kt×T1×（u＋1）×(ZHZE)2/[Φd×εa×u×[σH]2]}(1/3) ={2×1.6×77.9×2.25/（0.3×1.58×1.25）×（2.433×189.8/494.25）2}}（1/3） ＝ 9.38mm （2).計算圓周速度 v=лd1tn1/(60×1000)＝0.123 m/s （3).計算齒寬b及模數(shù)mnt, b=Φdd1t=0.3×9.38＝2.81mm mnt=d1tcosβ/Z1=9.38×cos14°/24=0.38mm h=2.25mnt=2.25×0.38mm = 0.855mm b/h=2.81/0.855=3.3 （4).計算縱向重合度εβ＝0.318×Φd×Z1×tanβ=0.318×0.3×24×tan14°=0.57 （5).計算載荷系數(shù)K，查[1]表10-2，得使用系數(shù)KA=1.25,根據(jù)v=0.123 m/s ,7級精度， 由書圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.01,（由書表10-4）查得KHβ的計算公式：KHβ=1.12+0.18(1+0.67Φd2)Φd2+0.23×10-3×b =1.14 由b/h=3.3,(由書圖10-13)查得KFβ=1.08, 由（[1]表10-3）查得KHα=KFα=1.2,故載荷系數(shù)K=kAKvKHαKHβ=1.25×1.01×1.2×1.08＝1.6362 （6）.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1=d1t(K/Kt)(1/3)=9.38×（1.6362/1.6）（1/3）=9.45mm （7).計算模數(shù)mn=d1×cosβ/Z1=9.45×cos14°/24=0.382mm 3）、a).按齒輪彎曲強度設計 mn>={(2Kt1Yβcos2β/ΦdZ12εα)×(YFαYSα/[σF])}(1/3) （1）.計算載荷系數(shù)，K=KA×Kv×KFα×KFβ=1.25×1.01×1.2×1.04=1.6263 （2）.根據(jù)縱向重合度εβ=0.57，由（[1]圖10-28）查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.87 （3）.計算當量齒數(shù)Zv1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.27 Zv2=Z2/cos3β=30/cos314°=32.8 （4）.由（[1]表10-5）查出,YFa1=2.592,YSa1=1.596,YFa2=2.49,YSa2=1.629, 因為（書圖10-20c）小齒輪彎曲極限強度σFE1=500MPa,大齒輪σFE2＝380MPa, （書圖10-18）得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.88,取安全系數(shù)S=1.1 [σF]1＝KFN1×σFE1/S=386.36MPa [σF]2＝KFN2×σFE1/S=304MPa （5）.計算大、小齒輪YFa1 YSa1/[σF]1 、YFa2 YSa2/[σF]2并加以比較 YFa1 YSa1/[σF]1=2.592×1.596/386.36=0.0107 YFa2 YSa2/[σF]2=2.49×1.629/304＝0.013 取大齒輪數(shù)據(jù) b).設計計算 mn>={(2Kt1Yβcos2β/ΦdZ12εα)×(YFαYSα/[σF])}(1/3) ={2×1.6263×77.9×0.0133×(cos14°)2/（0.3×242×1.58）}（1/3） =0.23mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算得法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算得法面模數(shù)，取mn＝2 mm，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度計算得的分度圓直徑d1=48mm ,來計算應有的齒數(shù)，于是有 Z1=d1cosβ/mn=48×cos14°/2＝23.28，取Z1＝24，則Z2＝i×Z1=1.25×24＝30 4．幾何尺寸計算 （1）.中心距 a=(Z1+Z2)mn/(2×cosβ)=(24+30)×2/（2×cos14°）＝55.65 mm 所以圓整為56 mm （2）.按圓整后的中心距修正螺旋角β＝arccos[(Z1+Z2)mn/2a]=arccos[(24+30) ×2/(2×56) =15.395°, 因β值改變不多，故參數(shù)εα、Kβ、ZH等不必修正 （3）.計算大、小齒輪分度圓直徑 d1=Z1mn/cosβ=24×2/cos15.359°=49.78 mm d2=Z2mn/cosβ=30×2/cos15.359° =62.22 mm （4）.計算齒輪寬度b=Φdd1=0.3×49.78＝14.934mm所以取B2=15mm,為易于補償齒輪軸向位置誤差，應使小齒輪寬度大于大齒輪寬度，所以小齒輪約為B1=16mm 3.11等效轉動慣量計算(不計傳動效率) 小齒輪轉動慣量Jg1=(πd14b1ρ)／32=[π44×1.4×7.85×10-3]／32 =0.276×10-4 kg.m2 式中 鋼密度ρ=7.85×10-3 kg/cm3 同理,大齒輪轉動慣量 Jg2=0.498×10-4 kg.m2 查設計手冊初選滾珠絲杠 CDM2005-3, 得到 d0=20 mm ,l=430 mm 滾珠絲杠轉動慣量 Js=(πd04lρ)／32={[π(2)4×43×7.85×10-3]／32}×10-4 kg.m2 =0.53×10-4 kg.m2 工作重物為12kg Jw=(w/g)×(tsP／2π) 2 ÷i2 =12×(0.5／2π) 2 ÷2.12×10-4 kg.m2 =1.71×10-6 kg.m2 因此,折算到電機軸上的等效轉動慣量Je Je= Jg1+ Jw+( Jg2+Js) ÷i2 =0.807×10-4 kg.m2 3.12 電機的計算選型 查設計指導書(4-7)~(4-9)可知: Mt=[(Fx+μFy) tsP]/(2πηi)= [(180+0.06×140)×0.005]/(2π×0.8×2.1)=0.089N.m Mf= (Ff tsP)/(2πηi)= (μW tsP)/(2πηi)=(0.06×12×10×0.005)/ (2π×0.8×2.1)=0.00341N.m 上述式中 η—絲杠預緊時的傳動效率取 η=0.8 μ——為摩擦系數(shù)取0.06 nmax=(vmax/δ)×(α/360°)=(2000/0.005) ×(0.75/360)=833 r/min 取起動加速時間tα=0.03 s 初選60BYG350DL-SASSML-0451 的電動機 M0=(Fp0tsp)÷(2πηi) ×(1-η02)= (1/3Fxtsp)÷(2πηi) ×(1-η02) =[(1/3) ×180×0.006]÷(2π×0.8×2.1) ×[1-0.92]=0.054 N.m 式中 Fp0—滾珠絲杠預加負荷,一般取Fy/3 Fy—進給牽引力(N) η0—滾珠絲杠未預緊時的傳動效率,取0.9 J=( Je +Jm)= 0.807×10-4 kg．m2+0.3×10-4 kg.m2 =1.107×10-4 kg.m2 Ma=( Je +Jm)( 2πnmax)/(60tα)= 0.2926N.m Mq= Ma+ Mf+ M0=0.2926+0.00341+0.054=0.35N.m Mc= Mt+ Mf+ M0=0.089+0.00341+0.054=0.1464N.m Mk= Mf+ M0=0.00341+0.054=0.05741N.m 從計算可知, Mq最大,作為初選電動機的依據(jù). Mq/ Mjmax=0.446<0.9 滿足所需轉矩要求. 4)步進電機動態(tài)特性校驗Je /Jm<4 說明慣量可以匹配 綜上所述,可選60BYG350DL-SASSML-0451 的電機 3.13 聯(lián)軸器選擇 聯(lián)軸器除聯(lián)接兩軸并傳遞轉矩外，有些還有補償兩軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能，以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。因此要根據(jù)傳動裝置工作要求來選定聯(lián)軸器類型。本方案選擇套筒聯(lián)軸器。 結 論 在開發(fā)過程中，針對加工過程中存在的難點進行了攻關。在設計上采取了一系列的措施，本項工作還有許多值得完善的地方這些問題通過改進設計、完善工藝、現(xiàn)場的不斷實踐、總結，必將會得到進步的提高。 致 謝 本次畢業(yè)設計涉及的全部內容是在指導老師XX老師的悉心指導下完成的。感謝XX老師給我提供了良好的課題條件，讓我從這次設計中得到了很好的鍛煉。同時也為我講解了不少難題，在此特別感謝。XX老師淵博的學識、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度、平易近人的作風和認真負責的工作態(tài)度讓我們受益非淺。從XX老師處我們學到了許多的專業(yè)知識和相關的設計方法。在此，謹向恩師表示最真誠的感謝。感謝他在百忙中給予我們的指導。當然還有本院其他老師的指導。在此我向各位給予我指導的老師表示忠心的感謝和致敬。 最后還要感謝的，也是最應該感謝的是XX學院，學院讓我們有這么好的學習條件。通過四年的學習，讓我們成為有用之才；也是學院給我們了這次畢業(yè)設計機會，讓我們在走上工作崗位之前好好的鍛煉一下自己。 參考文獻 [1] 龔桂 .機械設計課程設計指導書 .北京:高等教育出版社，1990 [2] 章宏甲,黃誼 .液壓傳動 .北京:機械工業(yè)出版社，2003 [3] 左健民 .液壓與氣壓傳動 .北京:機械工業(yè)出版社，2002 [4] 顧維邦 .金屬切削機床概論 .北京:機械工業(yè)出版社，2002 [5] 戴曙 .金屬切削機床設計 .北京:機械工業(yè)出版社，1993 [6] 華東紡織工學院,哈爾濱工業(yè)大學,天津大學 .機床設計圖冊 .上海:上?？茖W技術出版社，1984 [7] 徐景輝 .機床裝配 .四川:四川人民出版社，1982 [8] 儲凱,許斌 .機械工程材料 .重慶:重慶大學出版社，2002 [9] 邱宣懷 .機械設計 .北京:高等教育出版社，2003 [10] 吳宗澤 .機械設計實用手冊 .北京:化學工業(yè)出版社，2000 [11] 李慶余,張佳 .機械裝備設計 .北京:機械工業(yè)出版社，2003