數(shù)控加工中心主軸和工作臺(tái)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）題目：數(shù)控加工中心主軸和工作臺(tái)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（英文）：數(shù)控加工中心主軸和工作臺(tái)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)摘要加工中心由于備有刀庫(kù)并能自動(dòng)更換刀具，使得工件在一次裝夾中可以完成多工序的加工。加工中心一般不需要人為干預(yù)，當(dāng)機(jī)床開始執(zhí)行程序后，它將一直運(yùn)行到程序結(jié)束。加工中心還賦予了專業(yè)化車間一些諸多優(yōu)點(diǎn)，如：降低機(jī)床的故障率，提高生產(chǎn)效率，提高加工精度，削減廢料量，縮短檢驗(yàn)時(shí)間，降低刀具成本，改善庫(kù)存量等。由于加工中心的眾多優(yōu)勢(shì)，所以它深受全球制造企業(yè)的青睞。加工中心主要由主軸組件、回轉(zhuǎn)工作臺(tái)、移動(dòng)工作臺(tái)、刀庫(kù)及自動(dòng)換刀裝置以及其它機(jī)械功能部件組成。其中的主軸組件是機(jī)床重要的組成部分，其運(yùn)動(dòng)性能直接影響機(jī)床加工精度與表面粗糙度。本文在查閱大量國(guó)內(nèi)外文獻(xiàn)的基礎(chǔ)上，通過研究分析不同加工中心主軸組件的性能，綜合地比較了其特點(diǎn)，并擬定了一個(gè)較為合理的主軸組件結(jié)構(gòu)方案。同時(shí)，還就主軸、軸承以及絲杠等重要零件的機(jī)械性能進(jìn)行了探討，并對(duì)這些零件的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行了校核。此外，本設(shè)計(jì)中所采用的陶瓷軸承能有效地增加主軸的剛度，從而提高了加工中心的可靠性和穩(wěn)定性。本課題是關(guān)于數(shù)控加工中心主軸和工作臺(tái)的設(shè)計(jì)，課題研究目的是在現(xiàn)有資料的基礎(chǔ)上，對(duì)數(shù)控加工中心主軸和工作臺(tái)整體進(jìn)行設(shè)計(jì)，并通過所學(xué)知識(shí)嘗試對(duì)其部分結(jié)構(gòu)和工藝進(jìn)行優(yōu)化，提高其使用效率。關(guān)鍵詞：數(shù)控加工中心；主軸；工作臺(tái)；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

目錄1 概述 71.1 國(guó)內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r 71.2 課題的目的和意義 72 主軸 82.1 主軸的主要技術(shù)指標(biāo) 82.2 課題擬解決的關(guān)鍵問題 82.3 解決上述問題的策略 92.4 方案擬定 92.4.1 數(shù)控加工中心主軸組件的組成 92.4.2 機(jī)械系統(tǒng)方案的確定： 92.5 主軸電動(dòng)機(jī)的選用 112.5.1 主電動(dòng)機(jī)功率估算 112.6 主軸 122.6.1 主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 122.6.2 主軸軸徑的確定： 132.6.3 主軸受力分析 152.6.4 主軸的強(qiáng)度校核 192.6.5 主軸的剛度校核 202.7 主軸組件的支承 212.7.1 主軸軸承 212.7.2 主軸軸承的配置 222.7.3 主軸軸承的預(yù)緊 232.7.4 主軸支承方案的確定 242.7.5 軸承的配合 242.7.6 主軸軸承設(shè)計(jì)計(jì)算 252.8 同步帶的設(shè)計(jì)計(jì)算 272.8.1 設(shè)計(jì)功率Pd 272.8.2 選定帶型和節(jié)距 272.8.3 小帶輪齒數(shù)Z1 272.8.4 小帶輪節(jié)圓直徑d1 282.8.5 大帶輪齒數(shù)Z2 282.8.6 大帶輪節(jié)圓直徑d2 282.8.7 帶速v 282.8.8 初定軸間距a0 282.8.9 帶長(zhǎng)及其齒數(shù) 292.8.10 實(shí)際軸間距 292.8.11 小帶輪嚙合齒數(shù) 292.8.12 基本額定功率P0 302.8.13 帶寬bs 302.8.14 作用在軸上的力Fr 302.8.15 帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 302.9 主軸組件的潤(rùn)滑與密封 312.9.1 主軸組件的潤(rùn)滑 312.9.2 主軸組件的密封 312.9.3 本課題的潤(rùn)滑與密封方案的確定 332.10 鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算 332.10.1 主軸上的鍵 332.10.2 主電機(jī)上的鍵 342.11 液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 353 主軸組件的進(jìn)給運(yùn)動(dòng)部件 373.1 進(jìn)給電動(dòng)機(jī)的選用 373.1.1 進(jìn)給電動(dòng)機(jī)功率的估算 373.1.2 進(jìn)給電動(dòng)機(jī)的選用 373.2 聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算 383.2.1 類型選擇 383.2.2 載荷計(jì)算 383.2.3 型號(hào)選擇 383.3 垂直方向伺服進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 383.3.1 切削力估算 383.3.2 滾珠絲杠副的設(shè)計(jì)計(jì)算 394 工作臺(tái) 454.1 工作臺(tái)參數(shù)擬定 454.2 總體方案的確定 454.2.1 導(dǎo)軌副的選用 454.2.2 絲桿螺母副的選用 454.2.3 減速裝置的選用 464.2.4 伺服電動(dòng)機(jī)的選用 464.2.5 檢測(cè)裝置的選用 464.3 機(jī)械傳動(dòng)部件的計(jì)算與選型 464.3.1 導(dǎo)軌上移動(dòng)部件的重量估算 464.3.2 銑削力的計(jì)算 464.3.3 直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副的計(jì)算與選型 474.3.4 滾珠絲杠螺母副的計(jì)算與選型 484.3.5 聯(lián)軸器的選擇及計(jì)算 504.4 傳動(dòng)系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量計(jì)算 514.4.1 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算基本公式 514.5 步進(jìn)電機(jī)的選用 524.5.1 步距角的選擇 524.5.2 步進(jìn)電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩的選擇 524.5.3 總負(fù)載轉(zhuǎn)矩Mfq的計(jì)算 534.5.4 啟動(dòng)矩頻特性校核 54

引言機(jī)械工業(yè)為各行各業(yè)適時(shí)提供先進(jìn)可靠經(jīng)濟(jì)的機(jī)械裝備，它是國(guó)民經(jīng)濟(jì)的重要支柱產(chǎn)業(yè)。而機(jī)床則是制造機(jī)器的機(jī)器，是機(jī)械工業(yè)的核心。機(jī)床工業(yè)的技術(shù)水平，是一個(gè)時(shí)代新技術(shù)綜合發(fā)展水平的重要標(biāo)志，所以世界各國(guó)都高度重視機(jī)床工業(yè)的發(fā)展。新中國(guó)成立至今，我國(guó)機(jī)床工業(yè)從無(wú)到有，從小到大，尤其是改革開放以來(lái)更得到了迅猛的發(fā)展，逐漸建立起與國(guó)民經(jīng)濟(jì)相適應(yīng)的工業(yè)體系。但是，我國(guó)機(jī)床工業(yè)的總體技術(shù)水平與工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家相比，還有較大差距。尤其是高精尖的數(shù)控機(jī)床方面，突出的表現(xiàn)是產(chǎn)品品種少，質(zhì)量較差，可靠性較低；在科研和設(shè)計(jì)方面，有關(guān)資料短缺，設(shè)計(jì)方法落后，開創(chuàng)性差，部分技術(shù)引進(jìn)消化不良等現(xiàn)象尚待解決。裝備工業(yè)技術(shù)水平和現(xiàn)代化程度決定這整個(gè)國(guó)民經(jīng)濟(jì)的水平和現(xiàn)代化程度，數(shù)控技術(shù)及裝備是發(fā)展高新技術(shù)產(chǎn)業(yè)和尖端工業(yè)的主要技術(shù)和最基本的裝備。制造技術(shù)和裝備是人類生產(chǎn)活動(dòng)的最基本的生產(chǎn)資料，也是國(guó)家國(guó)力的一種體現(xiàn)，而數(shù)控技術(shù)則是當(dāng)今先進(jìn)制造技術(shù)和裝備最核心的技術(shù)，世界上各工業(yè)發(fā)達(dá)國(guó)家將數(shù)控技術(shù)及數(shù)控裝備列為國(guó)家戰(zhàn)略物資，在關(guān)鍵的數(shù)控技術(shù)和裝備方面對(duì)我國(guó)實(shí)施封鎖和限制，在很多高精尖裝備和零部件上進(jìn)行壟斷。我國(guó)數(shù)控技術(shù)起步晚，又因?yàn)榉N種原因，數(shù)控機(jī)床技術(shù)一直和國(guó)際頂尖水平有所差距。

概述國(guó)內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r對(duì)于數(shù)控加工技術(shù)，國(guó)外從1953年美國(guó)研制出第一臺(tái)三坐標(biāo)方式升降臺(tái)數(shù)控銑床至今，已有近70年，而國(guó)內(nèi)稍微落后幾年，因?yàn)榉N種原因，技術(shù)水平一直與國(guó)際上有所差距。國(guó)內(nèi)在90年后有數(shù)控加工技術(shù)有了較大的提高，但目前在進(jìn)給速度，主軸轉(zhuǎn)速，刀具交換時(shí)間，精度等方面和國(guó)外一些工業(yè)發(fā)達(dá)的國(guó)家相比還是有很大差距。最近幾年國(guó)內(nèi)對(duì)數(shù)控加工技術(shù)更加的重視，加大力度探索，也取得很好的成績(jī)，但國(guó)產(chǎn)數(shù)控加工中心還是不能與國(guó)外同類產(chǎn)品比肩，導(dǎo)致國(guó)產(chǎn)數(shù)控加工中心的市場(chǎng)占有率逐年降低。國(guó)產(chǎn)數(shù)控機(jī)床除了在高速，高效和精度上有所差距外，可靠性方面也是明顯落后的，國(guó)外平均故障時(shí)間大都在5000小時(shí)以上，而國(guó)產(chǎn)機(jī)床大大低于這個(gè)數(shù)字，這也是用戶反映最強(qiáng)烈的問題之一?？傊瑖?guó)內(nèi)數(shù)控加工機(jī)床還有很大的發(fā)展空間，需要我們繼續(xù)探索和提高。課題的目的和意義加工中心是典型的集高新技術(shù)于一體的機(jī)械加工設(shè)備，它的發(fā)展代表了一個(gè)國(guó)家設(shè)計(jì)、制造的水平，因此在國(guó)內(nèi)外企業(yè)界都受到高度重視。本課題的目的是進(jìn)行數(shù)控加工中心主軸和工作臺(tái)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，主軸和工作臺(tái)作為加工中心的執(zhí)行元件，它確保帶動(dòng)刀具進(jìn)行切削加工、傳遞運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力及承受切削力等，并滿足相關(guān)的技術(shù)指標(biāo)要求。通過設(shè)計(jì)了解和認(rèn)識(shí)數(shù)控加工中心的主要結(jié)構(gòu)和技術(shù)，并強(qiáng)化所學(xué)的知識(shí)，學(xué)會(huì)靈活自如的應(yīng)用。主軸主軸的主要技術(shù)指標(biāo)主軸擬定的主要技術(shù)指標(biāo)要求：主軸孔錐度：7:24；主軸孔直徑：52mm；主軸箱行程（Z軸）：470mm；主軸轉(zhuǎn)速范圍：30-3000r/min；快速移動(dòng)速度（Z軸）：10mm/min；進(jìn)給速度（Z軸）：1-400mm/min課題擬解決的關(guān)鍵問題各類機(jī)床對(duì)其主軸組件的要求，主要是精度問題，就是要保證機(jī)床在一定的載荷與轉(zhuǎn)速下，主軸能帶動(dòng)工件或刀具精確地、穩(wěn)定地繞其軸心旋轉(zhuǎn)，并長(zhǎng)期地保持這一性能。主軸組件的設(shè)計(jì)和制造，都是圍繞著解決這個(gè)基本問題出發(fā)的。為了達(dá)到相應(yīng)的精度要求，通常，主軸組件應(yīng)符合以下幾點(diǎn)設(shè)計(jì)要求[1]：旋轉(zhuǎn)精度：旋轉(zhuǎn)精度是指機(jī)床在空載低速旋轉(zhuǎn)時(shí)，主軸前端安裝工件或刀具部位的徑向和軸向跳動(dòng)值滿足要求，目的是保證加工零件的幾何精度和表面粗糙度。剛度：指主軸組件在外力的作用下，仍能保持一定工作精度的能力。剛度不足時(shí)，不僅影響加工精度和表面質(zhì)量，還容易引起振動(dòng)，惡化傳動(dòng)件和軸承的工作條件。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)在其它條件允許的條件下，盡量提高剛度值?？拐裥裕褐钢鬏S組件在切削過程中抵抗強(qiáng)迫振動(dòng)和自激振動(dòng)保持平穩(wěn)運(yùn)轉(zhuǎn)的能力?？拐裥灾苯佑绊懠庸け砻尜|(zhì)量和生產(chǎn)率，應(yīng)盡量提高。溫升和熱變形：溫升會(huì)引起機(jī)床部件熱變形，使主軸旋轉(zhuǎn)中心的相對(duì)位置發(fā)生變化，影響加工精度。并且溫度過高會(huì)改變軸承等元件的間隙、破壞潤(rùn)滑條件，加速磨損。耐磨性：指長(zhǎng)期保持其原始精度的能力。主要影響因素是材料熱處理、軸承類型和潤(rùn)滑方式。根據(jù)本課題的設(shè)計(jì)任務(wù)要求，由于主軸的轉(zhuǎn)速并不是很高，所以在抗振性、溫升等方面不必重點(diǎn)考慮，而應(yīng)重點(diǎn)考慮加工中心的旋轉(zhuǎn)精度和剛性。但是在設(shè)計(jì)時(shí)仍應(yīng)綜合考慮以上幾項(xiàng)要求，注意吸收新技術(shù)，以獲得滿意的設(shè)計(jì)方案。解決上述問題的策略旋轉(zhuǎn)精度主要取決于主軸、支承軸承、主軸箱上軸承座等的制造、裝配和調(diào)整精度。顯然，若要保證主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度，則必然對(duì)主軸支承軸頸的圓度、軸承滾道及滾子的圓度、主軸及其上的回轉(zhuǎn)零件的動(dòng)平衡度、止推軸承的滾道及滾動(dòng)體的誤差、以及對(duì)主軸的主要定心面的徑向跳動(dòng)和軸向竄動(dòng)等提出較高的整體要求，特別要提高支承軸承的精度等級(jí)。要保證旋轉(zhuǎn)精度，通常應(yīng)盡量滿足以上要求。而對(duì)于主軸組件的剛度，實(shí)際上是主軸、軸承、軸承座等加工設(shè)計(jì)的綜合反映。主軸自身的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸，滾動(dòng)軸承的配置形式（背靠背、面對(duì)面、同向、混合等）、數(shù)量、類型、預(yù)緊等，以及支承的跨距、主軸前端的懸伸量等都將直接影響其剛度。為了保證機(jī)床的主軸具有足夠的剛度，通常應(yīng)盡量使主軸前端的懸伸量縮短，主軸直徑增大，并通過計(jì)算求出支承軸承間的最佳跨距、進(jìn)行預(yù)緊、采用合理的軸承及其相應(yīng)的配置形式等措施。采用以上各種措施必然會(huì)使機(jī)床的剛性及旋轉(zhuǎn)精度大幅度提高，但是，若盲目地全部采納上述措施，則一定會(huì)使機(jī)床的制造難度增大，成本增加。所以，在設(shè)計(jì)的時(shí)候，要綜合各項(xiàng)因素考慮。方案擬定數(shù)控加工中心主軸組件的組成主軸組件是由主軸，主軸軸承，裝在主軸上的傳動(dòng)件和密封件等組成的。機(jī)械系統(tǒng)方案的確定：主軸傳動(dòng)機(jī)構(gòu)：齒輪傳動(dòng)，同步帶傳動(dòng)；由于齒輪傳動(dòng)需要具備較多的潤(rùn)滑條件，而且為了使主軸能夠達(dá)到一定的旋轉(zhuǎn)精度，必須選擇較好的工作環(huán)境，以防止外界雜物侵入。而同步帶傳動(dòng)則避免了這些狀況，并且傳動(dòng)效率和傳動(dòng)比等都能符合課題的要求，故在本課題的主軸傳動(dòng)方式中選擇同步帶傳動(dòng)。同步帶傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)是[2]:a）無(wú)滑動(dòng)，能保證固定的傳動(dòng)比；b）預(yù)緊力較小，軸和軸承上所受的載荷小；c）帶的厚度小，單位長(zhǎng)度的質(zhì)量小，故允許的線速度較高；d）帶的柔性好，故所用帶輪的直徑可以較小。其主要缺點(diǎn)是安裝時(shí)中心距的要求嚴(yán)格。主軸進(jìn)給機(jī)構(gòu)：進(jìn)給電機(jī)和絲桿直接傳動(dòng)的方式（滑動(dòng)螺旋，滾動(dòng)螺旋）：由于本課題中絲杠用于主軸垂直方向的進(jìn)給，所以對(duì)于高低速時(shí)運(yùn)行的穩(wěn)定性要求較高。故對(duì)比以上兩種螺旋傳動(dòng)的特點(diǎn)，結(jié)合本課題的需求，故采用傳動(dòng)效率高、磨損小、傳動(dòng)平穩(wěn)的滾動(dòng)螺旋傳動(dòng)方式。刀具自動(dòng)夾緊機(jī)構(gòu)：在本課題中，采用氣壓缸夾緊方式，從而避免因油路堵塞等常見情況。而在拉桿處則采用鋼球拉緊機(jī)構(gòu)，因?yàn)槠浼庸ず?jiǎn)單，并可以有效的拉緊刀桿。主軸準(zhǔn)停機(jī)構(gòu)：機(jī)械方式，電氣方式；本課題采用電氣式主軸準(zhǔn)停裝置，此方式避免了機(jī)械裝置的復(fù)雜結(jié)構(gòu)，只需要數(shù)控系統(tǒng)發(fā)出指令信號(hào)，主軸就可以準(zhǔn)確地定向。切屑清除機(jī)構(gòu)：自動(dòng)清除主軸孔內(nèi)的灰塵和切屑是換刀過程的一個(gè)不容忽視的問題，在拉緊刀桿時(shí)，錐孔表面和刀桿錐柄會(huì)被劃傷，甚至?xí)沟稐U發(fā)生偏斜，破壞刀桿的正確定位，影響零件的加工精度，甚至?xí)沽慵顖?bào)廢。為了保持主軸錐孔的清潔，常采用的方法是使用壓縮空氣吹屑。伺服驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)方案的確定：交流伺服電動(dòng)機(jī)，直流伺服電動(dòng)機(jī)，步進(jìn)電機(jī)。本課題的主電機(jī)選用中選擇交流伺服電動(dòng)機(jī)。總體方案確定：在主軸傳動(dòng)方式中選擇同步帶傳動(dòng)；在主軸的進(jìn)給運(yùn)動(dòng)中，采用滾珠絲杠；主軸準(zhǔn)停機(jī)構(gòu)采用磁力傳感器檢測(cè)定向；采用了液壓缸運(yùn)行的方式，通過活塞、拉桿、拉釘?shù)纫幌盗性倪\(yùn)動(dòng)來(lái)達(dá)到刀桿的松緊目的；切屑清除機(jī)構(gòu)；進(jìn)給系統(tǒng)使用直流伺服電動(dòng)機(jī)，主運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)選用交流伺服電動(dòng)機(jī)。主軸電動(dòng)機(jī)的選用主電動(dòng)機(jī)功率估算主切削力的計(jì)算經(jīng)驗(yàn)公式[1]：F切式中：F切apafaed0：刀直徑，單位為：mmZ：銑刀齒數(shù)；KFz：銑削力修正系數(shù)，σb：工件材料抗拉強(qiáng)度，單位為：GPa已知：高速鋼刀具：刀具前角γ0=15°；主偏角Kγ=60°；工件材料為σb=將上述擬定條件代入公式中（2.1），則可得主切削力F切削速度[1]V主切削力的計(jì)算銑削功率P主電機(jī)功率P其中：ηm為機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)效率。滾珠軸承傳動(dòng)效率為0.99[1],同步帶傳動(dòng)效率為0.98[1]主電機(jī)選型利用交流伺服系統(tǒng)可進(jìn)行精密定位控制，可作為CNC機(jī)床、工業(yè)機(jī)器人等的執(zhí)行元件。FANUC交流主軸電機(jī)S系列從0.65kW~37kW共分13種。它的特點(diǎn)是轉(zhuǎn)速高、輸出功率大、性能可靠、精度好、振動(dòng)小、噪音低，既適合于高速切削又適合于低速重切削。該系列可應(yīng)用在各種類型的數(shù)控機(jī)床上。根據(jù)主電機(jī)功率PE=5.48kW其主要技術(shù)參數(shù)如下：a）額定輸出功率：5.5kW；b）最高速度：6000r/min；c）額定輸出轉(zhuǎn)矩：35.0N?d）轉(zhuǎn)子慣量：0.022N?主軸主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主軸的主要參數(shù)是指：主軸前軸頸直徑D1；主軸內(nèi)孔徑d；主軸懸伸量a和主軸支承跨距l(xiāng)圖2-1主軸主要參數(shù)示意圖主軸軸徑的確定：主軸軸徑通常指主軸前軸頸的直徑，其對(duì)于主軸部件剛度影響較大。加大直徑D，可減少主軸本身彎曲變形引起的主軸軸端位移和軸承彈性變形引起的軸端位移，從而提高主軸部件剛度。但加大直徑受到軸承dn值的限制，同時(shí)造成相配零件尺寸加大、制造困難、結(jié)構(gòu)龐大和重量增加等，因此在滿足剛度要求下應(yīng)取較小值。設(shè)計(jì)時(shí)主要用類比分析的方法來(lái)確定主軸前軸頸直徑D1。加工中心主軸前軸頸直徑D1按主電動(dòng)機(jī)功率來(lái)確定，有表3.11-6[3]查得由于裝配需要，主軸的直徑總是由前軸頸向后緩慢地逐段減小的。在確定前軸徑D1后，由式3.11-1[3]可知前軸頸直徑D1和后軸頸直徑D主軸內(nèi)孔直徑d的確定主軸內(nèi)孔直徑與機(jī)床類型有關(guān)，主要用來(lái)通過棒料，通過拉桿、鏜桿或頂出頂尖等。確定孔徑d的原則是，為減輕主軸重量，在滿足對(duì)空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求下，應(yīng)盡量取大值。由經(jīng)驗(yàn)得知，當(dāng)dD≥0.7時(shí)（D是主軸平均直徑），主軸剛度會(huì)急劇下降；而當(dāng)dD≤0.5時(shí)，內(nèi)孔d對(duì)主軸幾乎無(wú)影響，可忽略不計(jì)，d此時(shí)，剛度削弱小于25%.按照任務(wù)書的要求及綜合各軸段直徑的實(shí)際大小，確定內(nèi)孔直徑d=

52mm。主軸端部形狀的選擇機(jī)床主軸的軸端一般用于安裝刀具、夾持工件或夾具。在結(jié)構(gòu)上，應(yīng)能保證定位準(zhǔn)確、安裝可靠、連接牢固、裝卸方便，并能傳遞足夠的扭矩。目前，主軸端部的結(jié)構(gòu)形狀都已標(biāo)準(zhǔn)化。圖所示為銑床主軸的軸端形式，其尺寸大小按照J(rèn)B2324-78進(jìn)行加工，選擇主軸序號(hào)為50的主軸端部尺寸。圖2-2銑床主軸的軸端形式主軸懸伸量a的確定主軸懸伸量a是指主軸前端面到前支承徑向反力作用中點(diǎn)(一般即為前徑向支承中點(diǎn))的距離。它主要取決于主軸端部結(jié)構(gòu)型式和尺寸、前支承的軸承配置和密封裝置等，有的還與機(jī)床其他結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)，如工作臺(tái)的行程等，因此主要由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定。懸伸量a值對(duì)主軸部件的剛度和抗振性具有較大的影響。因此，確定懸伸量a的原則，是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下盡可能取小值，同時(shí)應(yīng)在設(shè)計(jì)時(shí)采取措施縮減a值。主軸支承跨距l(xiāng)的確定支承跨距l(xiāng)是指主軸相鄰兩支承反力作用點(diǎn)之間的距離?？缇鄉(xiāng)是決定主軸系統(tǒng)動(dòng)、靜剛度的重要影響因素。合理確定支承跨距，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。最優(yōu)跨距l(xiāng)是指在切削力作用下，主軸前端的柔度值最小時(shí)的跨距。其推導(dǎo)公式是在靜態(tài)力作用下進(jìn)行的。實(shí)驗(yàn)證明，動(dòng)態(tài)作用下最優(yōu)跨距很接近于推得的最優(yōu)值。最優(yōu)跨距l(xiāng)0,可按下列公式計(jì)算[1]l0=α?式中：α=36EI1+K=αa1+k1其中：a：主軸前端懸伸長(zhǎng)，單位為cm；E：材料的彈性模量，單位為N/I：軸慣性矩，單位為cm4k1：前軸承剛度值，單位為Nk2：后軸承剛度值，單位為N按上式計(jì)算最優(yōu)跨距l(xiāng)0，計(jì)算過程如下I=π64D14式中：D1：主軸跨距部分的平均直徑，單位為mmd1：主軸跨距部分的平均孔徑，單位為mmDd由式（2.5）可得：I≈205cm4；由參考文獻(xiàn)[1]中3.11-11確定k1≈900N/m，k2≈730N/m；由主軸材料為將上述參數(shù)代入公式（2.3），（2.4），得α=862cm，將α，K代入公式（2.2），得l0按照結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求，取l=336mm因?yàn)閘=336mm<l0主軸受力分析軸所受的載荷是從軸上零件傳來(lái)的。計(jì)算時(shí)，常常將軸上的分布載荷簡(jiǎn)化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。而作用在軸上的扭矩一般從傳動(dòng)件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。主軸上的軸承采用一端固定，另一端游動(dòng)的支承形式。圖示2.3a為軸承在空間力系的總受力圖，它可分解為鉛垂面(圖2.3b)和水平面(圖2.3c)兩個(gè)平面力系。由公式(2.

1)得出切向銑削力F徑向負(fù)荷[4]F切向負(fù)荷[4]F軸向負(fù)荷[4]F由于此主軸的受力屬于簡(jiǎn)單靜不定梁類型，所以要以靜不定梁的受力方法來(lái)解決問題。為了使其變形與原靜不定梁相同，必須滿足變形協(xié)調(diào)條件，即要求撓度ωB利用疊加法，得撓度為：ωB=Fr2式中：Fr2：徑向（切向）負(fù)荷風(fēng)力，單位為NF：徑向（切向）負(fù)荷，單位為N；E：材料的彈性模量，E=2.1×I：軸慣性矩，單位為cm4由公式（2.5）得I=205將F=Fr，ω解得Fr2v≈664.37N，F(xiàn)r3v≈-332.48N由F解得F由F解得F將F=Ft，F(xiàn)ω解得F由F解得F由F解得F則可知：A-B段支承反力：水平面:F垂直面：FB-C段支承反力：水平面:F垂直面：FC-D段支承反力：水平面:F垂直面：FD-E段支承反力：水平面:F垂直面：FA-B段彎矩：水平面：M垂直面：M合成：MB-C段彎矩：水平面：M垂直面：M合成：MC-D段彎矩：水平面：M垂直面：M合成：MD-E段彎矩：水平面：M垂直面：M合成：M可得受力圖，彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖如下：機(jī)構(gòu)草圖受力簡(jiǎn)圖水平面受力水平面彎矩圖垂直面受力垂直面彎矩圖合成彎矩圖轉(zhuǎn)矩圖己知：小帶輪的輸出功率為5.5kW，同步帶的傳動(dòng)效率為0.98。所以，大帶輪的輸出功率為：P則大帶輪的輸出轉(zhuǎn)矩為：T=主軸的強(qiáng)度校核從合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖上得知，主軸在截面C、D處承受了較大的彎矩，并且還受到帶輪傳動(dòng)所帶來(lái)的扭矩。因此，這兩個(gè)截面是危險(xiǎn)截面。在校核主軸的強(qiáng)度時(shí)應(yīng)按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計(jì)算。軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為[5]σca=MW式中：σca：軸的計(jì)算應(yīng)力，單位為MPaW：軸的抗彎截面系數(shù)，單位為mm3?。赫酆舷禂?shù)；σ-1：軸的許用彎曲應(yīng)力，單位為MPaT：軸所受的扭矩，單位為N?M：軸所受的彎矩，單位為N?軸的抗彎截面系數(shù)為[5]W=式中：d：軸頸處直徑，單位為mm；β：β=d1d，此處得W=根據(jù)主軸材料為40Cr，由表15-1[5]查得許用彎曲應(yīng)力σ-1=70MPa將上述參數(shù)代入公式（2.7），則軸的計(jì)算應(yīng)力為σ因?yàn)棣襝a<σ主軸的剛度校核軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。若變形量超過允許的限度，就會(huì)影響軸上零件的正常工作，甚至?xí)适C(jī)器應(yīng)有的工作性能。對(duì)于本課題的主軸，應(yīng)該按軸的彎曲剛度校核。軸計(jì)算剛度經(jīng)驗(yàn)公式為y1=F式中：y1：軸的計(jì)算撓度，單位為mmI：軸慣性量，單位為mm4E：軸所用材料的彈性模量，單位為NL：支承跨度，單位為mm；Ft1：軸所受圓周力，單位為NFr1：軸所受徑向力，單位為Nyp：軸的允許撓度，單位為mm已知：Ft=1841.4N，F(xiàn)r=716.1N，I=205cm4，將上述參數(shù)代入公式（2.8），則軸的理論剛度為y由于y1<y綜上所述，軸的強(qiáng)度，剛度均符合要求。主軸組件的支承主軸軸承機(jī)床主軸帶著刀具或夾具在支承件中作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，需要傳遞切削扭矩，承受切削抗力，并保證必要的旋轉(zhuǎn)精度。數(shù)控機(jī)床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能力及回轉(zhuǎn)精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。主軸軸承是主軸組件的重要組成部分，它的類型、結(jié)構(gòu)、配置、精度、安裝、調(diào)整、潤(rùn)滑和冷卻都直接影響了主軸組件的工作性能。在數(shù)控機(jī)床上主軸軸承常用的有滾動(dòng)軸承和滑動(dòng)軸承。滾動(dòng)軸承摩擦阻力小，可以預(yù)緊，潤(rùn)滑維護(hù)簡(jiǎn)單，能在一定的轉(zhuǎn)速范圍和載荷變動(dòng)范圍下穩(wěn)定地工作。滾動(dòng)軸承由專業(yè)化工廠生產(chǎn)，選購(gòu)維修方便，在數(shù)控機(jī)床上被廣泛采用。但與滑動(dòng)軸承相比，滾動(dòng)軸承的噪聲大，滾動(dòng)體數(shù)目有限，剛度是變化的，抗振性略差并且對(duì)轉(zhuǎn)速有很大的限制。數(shù)控機(jī)床主軸組件在可能條件下，盡量使用了滾動(dòng)軸承，特別是大多數(shù)立式主軸和主軸裝在套筒內(nèi)能夠作軸向移動(dòng)的主軸。這時(shí)滾動(dòng)軸承可以用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑以避免漏油。數(shù)控機(jī)床主軸支承根據(jù)主軸部件的轉(zhuǎn)速、承載能力及回轉(zhuǎn)精度等要求的不同而采用不同種類的軸承。目前，一般中小規(guī)格的數(shù)控機(jī)床（如車床、銳床、鉆鍾床、加工中心、磨床等）的主軸部件多采用成組高精度滾動(dòng)軸承重型數(shù)控機(jī)床采用液體靜壓軸承，高精度數(shù)控機(jī)床（如坐標(biāo)磨床）采用氣體靜壓軸承，轉(zhuǎn)速達(dá)2~10×10主軸軸承的配置根據(jù)主軸部件的工作精度、剛度、溫升和結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度，合理配置軸承，可以提高主傳動(dòng)系統(tǒng)的精度。采用滾動(dòng)軸承支承，有許多不同的配置形式，目前數(shù)控機(jī)床主軸軸承的配置主要有如圖所示的幾種形式[1]。在圖3.7a所示的配置中，前支承采用雙列短圓柱滾子軸承和60°角接觸球軸承組合，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用成對(duì)角接觸球軸承，該配置可滿足強(qiáng)力切削的要求，普遍應(yīng)用于各類數(shù)控機(jī)機(jī)床。在圖3.7b所示的配置形式中，前軸承采用角接觸球軸承，由2~在圖3.7c所示的配置形式中，前后支承均采用成對(duì)角接觸球軸承，以承受徑向載荷和軸向載荷，角接觸球軸承具有較好的高速性能，主軸最高轉(zhuǎn)速可達(dá)4000r/在圖3.7d所示的配置形式中，前支撐采用雙列圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷，后支承采用單列圓錐滾子軸承，這種配置徑向和軸向的剛度高，可承受重載荷，尤其能承受較強(qiáng)的動(dòng)載荷，安裝與調(diào)整性能好，但主軸轉(zhuǎn)速和精度的提高受到限制，因此適用于中等精度，低速與重載荷的數(shù)控機(jī)床主軸。主軸軸承的預(yù)緊對(duì)主軸滾動(dòng)軸承進(jìn)行預(yù)緊和合理選擇預(yù)緊量，可以提高主軸部件的回轉(zhuǎn)精度、剛度和抗振性。滾動(dòng)軸承間隙的調(diào)整或預(yù)緊，通常是通過軸承內(nèi)、外圈的相對(duì)軸向移動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)的。軸承內(nèi)圈移動(dòng)這種方法適用于錐孔雙列圓柱滾子軸承。用螺母通過套筒推動(dòng)內(nèi)圈在錐形軸頸上做軸向移動(dòng)，使內(nèi)圈變形脹大，在滾道上產(chǎn)生過盈，從而達(dá)到預(yù)緊的目的。圖3.8所示為幾種軸承內(nèi)圈的預(yù)緊形式。圖3.8a結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但預(yù)緊量不易控制，常用于輕載機(jī)床主軸部件。圖3.8b用螺母限制內(nèi)圈的移動(dòng)量，易于控制預(yù)緊量。圖3.8c在主軸凸緣上均布數(shù)個(gè)螺釘以調(diào)整內(nèi)圈的移動(dòng)量，調(diào)整方便，但是用幾個(gè)螺釘調(diào)整。易使墊圈歪斜。圖3.8d將緊靠輔承右端的墊圈做成兩個(gè)半環(huán)，可以徑向取出，修磨其厚度可控制預(yù)緊量的大小，調(diào)整精度較高。修磨座圈通過修磨軸承的內(nèi)外座圈，可以調(diào)整軸承的預(yù)緊力。圖3.9所示為兩種修磨的形式。圖為軸承外圍寬邊相對(duì)（背對(duì)背）安裝，這時(shí)修磨軸承內(nèi)圈的內(nèi)側(cè)，使間隙a增大。圖所示為外圍窄邊相對(duì)（面對(duì)面）安裝，這時(shí)修磨軸承外圈的窄邊。在安裝時(shí)按圖示的相對(duì)關(guān)系裝配，并用螺母或法蘭蓋將兩個(gè)軸承軸向壓攏，使兩個(gè)修磨過的端面貼緊，這樣能夠使兩個(gè)軸承的滾道之間產(chǎn)生預(yù)緊。另一種方法是將兩個(gè)厚度不同的隔套放在兩軸承內(nèi)、外圈之間，同樣將兩個(gè)軸承軸向相對(duì)壓緊，使?jié)L道之間產(chǎn)生預(yù)緊，隔套調(diào)整法如圖3.10所示。主軸支承方案的確定主軸軸承的不同配置形式對(duì)主軸組件剛度損失有巨大的影響，從而確定當(dāng)支承跨距較大時(shí)，降低支承剛度，或適當(dāng)增大主軸軸頸直徑和內(nèi)孔直徑是減小主軸組件剛度損失的有效措施，并可提高其動(dòng)態(tài)性能。由于加工中心在加工時(shí)不僅需要受到軸向力，還會(huì)受到一定的徑向力。因此在本課題的軸承配置中選用如圖3.7的方式。而本課題的預(yù)緊方式采用隔套調(diào)整法及雙螺母預(yù)緊。軸承的配合由于主軸軸承在工作時(shí)基本上都是內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)、外圈相對(duì)固定不動(dòng)，且主軸承受載荷多為定向載荷。因此，為了提高軸承的剛性，防止軸承在工作期間因摩擦發(fā)熱而引起內(nèi)圈膨脹，導(dǎo)致內(nèi)圈與主軸之間產(chǎn)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)現(xiàn)象，精密機(jī)床主軸軸承內(nèi)圈與主軸之間一般選擇過盈配合。另外，為了使軸承外圈溝道不只在某一局部受力，允許軸承外圈在軸承座內(nèi)出現(xiàn)蠕動(dòng)現(xiàn)象，以盡可能地延長(zhǎng)軸承的使用壽命。同時(shí)，為防止軸承外圈因熱膨脹引起與軸承座之間的過緊現(xiàn)象，引起軸承預(yù)緊增加，導(dǎo)致摩擦發(fā)熱加劇，故軸承外圈與軸承座之間一般選擇間隙配合。在本課題中，固定端前支承的7017C角接觸球軸承與軸承座的配合采用間隙配合，配合目標(biāo)間隙值取3~8μm。為了提高機(jī)床的切削剛性，該軸承與主軸的配合采用過盈配合，配合目標(biāo)過盈量取0~4μm。而后支承的7015C角接觸球軸承與主軸選用過盈配合，配合目標(biāo)過盈量取0主軸軸承設(shè)計(jì)計(jì)算軸承受力分析軸承的受力簡(jiǎn)圖參見圖。從圖上可知，在A、B兩處所用的是同種型號(hào)的角接觸球軸承，且D處的軸承是成對(duì)使用，共同承擔(dān)支承作用。所以，校驗(yàn)C、D處7017AC軸承只需取受力最大處即可。已知：Fr2v=664.37N，F(xiàn)r3v則軸承7017AC所受徑向合力為：F則軸承7015AF軸承7017AC壽命計(jì)算軸承的工作年限為7年（一年按300天計(jì)算），每天兩班工作制（按16h計(jì)算），則軸承預(yù)期計(jì)算壽命為L(zhǎng)已知軸承7017AC所受的軸向負(fù)荷F=1074.15N，徑向負(fù)荷F=1833.03N。由表13-5[5]查得分界判斷系數(shù)e=0.68。F由表13-5[5]查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=1，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=0。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，由表13-6[5]查得載荷系數(shù)一般為1.2~1.8，取fP=以小時(shí)數(shù)表示的軸承壽命L10h（單位為hL10h=106式中：L10h：失效率10%（可靠度90%）的基本額定壽命10N：軸承的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；C：基本額定動(dòng)載荷，單位為N；P：當(dāng)量動(dòng)載荷，單位為N；Ε：壽命指數(shù)，對(duì)球軸承ε=3，滾子軸承查表22-42[8]得基本額定動(dòng)載荷C=59.2KN。將上述參數(shù)代入公式（2.9），則以小時(shí)數(shù)表示的軸承壽命為L(zhǎng)由于L10h>L軸承7015AC壽命計(jì)算軸承的工作年限為7年（一年按300天計(jì)算），每天兩班工作制（按16h計(jì)算），則軸承預(yù)期計(jì)算壽命為L(zhǎng)已知軸承7015AC所受的軸向負(fù)荷F=1074.15N，徑向負(fù)荷F=458.67N。由表13-5F由表13-5[5]查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=0.41，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=0.87。根據(jù)載荷性質(zhì)為中等沖擊，由表13-6[5]查得載荷系數(shù)一般為1.2~1.8P=查表55-42[8]得基本額定動(dòng)載荷C=46.8L由于L10h>L同步帶的設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd根據(jù)工作機(jī)為加工中心，原動(dòng)機(jī)為交流電動(dòng)機(jī)，每天兩班制工作（按16h計(jì)），由表12-50[8]查得KA＝2.0。故設(shè)計(jì)功率為P式中：P：傳遞的功率，單位為KW。KA：選定帶型和節(jié)距根據(jù)設(shè)計(jì)功率Pd=11KW，小帶輪轉(zhuǎn)速n按照同步帶的帶型為H型，由表12-46[8]查得節(jié)距P小帶輪齒數(shù)Z1根據(jù)小帶輪轉(zhuǎn)速n1=6000r/min，同步帶的帶型為H型，由12-51[8]查得小帶輪的最小齒數(shù)Z小帶輪節(jié)圓直徑d1d式中：Z1小帶輪齒數(shù)Pd：節(jié)距按照小帶輪齒數(shù)Z1=30，同步帶的帶型為H型，由表15-56[8]大帶輪齒數(shù)Z2i=式中：n1小帶輪轉(zhuǎn)速n2大帶輪轉(zhuǎn)速大帶輪節(jié)圓直徑d2d式中：Pb節(jié)距按大帶輪齒數(shù)Z2=60，同步帶帶型為H型，由表12-56帶速vv=式中：d1：小帶輪節(jié)圓直徑n1：小帶輪轉(zhuǎn)速初定軸間距a0經(jīng)驗(yàn)公式[8]:0.7×d1+d式中：d1d2將d1，d2值代入公式（2.10），得故取a0帶長(zhǎng)及其齒數(shù)L式中L0：帶長(zhǎng)a0：初定軸間距d1：小帶輪節(jié)圓直徑d2：大帶輪節(jié)圓直徑 按帶長(zhǎng)L0=1095.92mm，同步帶的帶型為H型，由表12-47[8]查得應(yīng)選用帶長(zhǎng)代號(hào)為450的H型同步帶，節(jié)線長(zhǎng)實(shí)際軸間距a=式中：a0：初定軸間距LP：節(jié)線長(zhǎng)L0：小帶輪嚙合齒數(shù)Z式中：Zm：小帶輪嚙合齒數(shù)Pb：節(jié)距基本額定功率P0按照同步帶的帶型為H型，由表12-53[8]查得帶的許用工作拉力Ta＝2100.85N，帶的單位長(zhǎng)度的質(zhì)量P式中：Ta寬度為b帶寬bs按同步帶的帶型為H型，由表12.52[8]查得bs0=76.2mm；按小帶輪嚙合齒數(shù)Zm=帶寬為：b式中：KZ：嚙合齒數(shù)系數(shù)bs0：同步帶的基準(zhǔn)寬度，單位為mm按照帶寬bs=18.49，同步帶帶型為H型，由表12-48[8]作用在軸上的力FrF式中：Fr作用在軸上的力Pd：設(shè)計(jì)功率v：帶速。帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸傳動(dòng)選用的同步帶為450H075小帶輪：Z1=30，d1大帶輪：Z2=60，d主軸組件的潤(rùn)滑與密封主軸組件的潤(rùn)滑與密封是機(jī)床使用和維護(hù)過程中值得重視的兩個(gè)問題。良好的潤(rùn)滑效果可以降低軸承的工作溫度和延長(zhǎng)使用壽命。密封不僅要防止灰塵屑末和切削液進(jìn)入，還要防止?jié)櫥偷男孤Ｖ鬏S組件的潤(rùn)滑在數(shù)控機(jī)床上，主軸軸承潤(rùn)滑方式主要有油脂潤(rùn)滑，油液循環(huán)潤(rùn)滑、油霧潤(rùn)滑、油氣潤(rùn)滑等。油脂潤(rùn)滑方式這是目前在數(shù)控機(jī)床的主軸軸承上最常用的潤(rùn)滑方式，特別是在前支承軸承上更是常用。當(dāng)然，如果主軸箱中沒有冷卻潤(rùn)滑油系統(tǒng)，那么后支承軸承和其他軸承一般采用油脂潤(rùn)滑方式。在數(shù)控機(jī)床上，通常采用高級(jí)油脂的種類為高級(jí)鋰基油脂或德國(guó)產(chǎn)NBU-15型油脂，每加一次油脂可使用7~10年。主軸軸承油脂封入量，通常為軸承空間容積的同時(shí)，脂潤(rùn)滑會(huì)降低全鋼軸承的性能，而混合陶瓷球軸承卻可以安全地采用脂潤(rùn)滑，符合本課題的主軸支承的選用。但是，要注意的是，采用油脂潤(rùn)滑方式，要采取有效的密封措施，以防止切削液或潤(rùn)滑油進(jìn)入軸承中。油霧潤(rùn)滑方式油霧潤(rùn)滑方式是將油液經(jīng)高壓氣體霧化后，從噴嘴成霧狀噴到需潤(rùn)滑部位的潤(rùn)滑方式。由于霧狀油液吸熱性好，又無(wú)油液攪拌作用，所以此方式常用于高速主軸軸承的潤(rùn)滑。但是，油霧容易吹出，污染環(huán)境[10]。主軸組件的密封密封的作用主要是防止灰塵、屑末和切削液等進(jìn)入軸承，以減少腐蝕和磨損；也可防止?jié)櫥屯饴?，保護(hù)環(huán)境，避免污染。主軸的密封分接觸式密封和非接觸式密封兩類。前者有摩擦和磨損，發(fā)熱嚴(yán)重，一般宜用于低速主軸。后者制成迷宮式和間隙式，發(fā)熱很小，應(yīng)用廣泛。圖是幾種非接觸密封的形式。圖是圈形間隙式密封，它是在蓋的內(nèi)腔中車出梯形或半圓形截面的環(huán)形油槽，并填滿潤(rùn)滑脂。利用軸承蓋與軸的間隙密封，軸承蓋的孔內(nèi)開槽是為了提高密封效果。這種密封用在工作環(huán)境比較清潔的油脂潤(rùn)滑處。圖是在螺母的外圓上開鋸齒形環(huán)槽，當(dāng)油向外流時(shí)，靠主軸轉(zhuǎn)動(dòng)的離心力把油沿斜面甩到端蓋1的空腔內(nèi)，油液流回箱內(nèi)。圖是迷宮式密封結(jié)構(gòu)，對(duì)于采用脂潤(rùn)滑的主軸，密封主要是防止外界異物進(jìn)入。所以，通常采用間隙式或迷宮式密封裝置。并且此密封方式在較惡劣的工作環(huán)境下也可獲得可靠的密封效果。迷宮式密封結(jié)構(gòu)是在組件的轉(zhuǎn)動(dòng)和固定部分之間做成復(fù)雜而曲折的通道，間隙不超過0.2~0.4mm，并填滿潤(rùn)滑脂。由于這種密封方法能有效地保護(hù)軸承，所以得到廣泛應(yīng)用接觸式密封主要有油氈圈和耐油橡膠密封圈密封，如圖所示[9]。本課題的潤(rùn)滑與密封方案的確定本課題中主軸組件的潤(rùn)滑方式采用油脂潤(rùn)滑方式，由于潤(rùn)滑脂的粘度大，不易流失，因此不需要經(jīng)常更換。這也是目前在數(shù)控機(jī)床的主軸軸承上最常用的潤(rùn)滑方式。同時(shí)，由于本課題的軸承采用油脂潤(rùn)滑方式，其密封目的主要是防止外界異物進(jìn)入，所以可以采用較為簡(jiǎn)單的密封方式。在本課題中，主軸支承處主要采用的是徑向迷宮式密封，而在絲杠軸承處主要采用油氈圈密封。如圖所示為徑向迷宮式密封裝置。鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算主軸上的鍵對(duì)于采用常見的材料和按標(biāo)準(zhǔn)選取尺寸的普通平鍵聯(lián)接（靜聯(lián)接），其主要失效形式是工作面被壓潰。除非存在嚴(yán)重過載，否則一般不會(huì)出現(xiàn)鍵的剪斷。因此，通常只按工作面上的擠壓應(yīng)力進(jìn)行強(qiáng)度校核計(jì)算。假定載荷在鍵的工作面上是均勻分布的，則普通平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件為：σ式中：T：傳遞的轉(zhuǎn)矩T=F×y≈F×d2，單位為K：鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5?h，此處h為鍵的高度，單位為mm；l：鍵的工作長(zhǎng)度，單位為mm，圓頭平鍵l=L-b，平頭平鍵l=L，這里的L為鍵的公稱長(zhǎng)度，單位為mm,b為鍵的寬度，單位為d：軸的直徑，單位為mm；σp：鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位MPa己知：帶輪作用在軸上的力F=288.71N，鍵所處主軸段直徑d=72mm，鍵的寬度b=20mm，鍵的公稱長(zhǎng)度L=70mm，鍵的高度h=12mm。鍵所傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T=由于主軸處采用圓頭平鍵，故鍵的工作長(zhǎng)度為l=L鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為k=將上述參數(shù)代入公式，故聯(lián)接工作面擠壓應(yīng)力為σ按聯(lián)接工作方式為靜聯(lián)接，且載荷性質(zhì)具有沖擊性，查表9-3[8]得鍵聯(lián)接的許用應(yīng)力σp由于σp主電機(jī)上的鍵己知：主電機(jī)額定轉(zhuǎn)矩T=35N?m，電機(jī)輸出軸的直徑d=32mm，鍵的寬度b=l0mm，鍵的公稱長(zhǎng)度L=70mm，鍵的高度h=8mm，鍵聯(lián)接的許用應(yīng)力σp由于主軸處采用單圓頭普通平鍵，故鍵的工作長(zhǎng)度為l=L鍵與輪轂鍵槽的接觸高度為k=將上述參數(shù)代入公式（2.11），故聯(lián)接工作面擠壓應(yīng)力為σ由于σp液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算己知：由表30-109[1]選取液壓缸活塞直徑D=80mm，活塞桿直徑d=32mm，活塞和活塞桿的材料為45鋼?；钊蜅U重計(jì)算：G己知：由GB/T2089-19948選取彈簧截面直徑d1=5mm，彈簧中徑D彈簧預(yù)壓縮量為S=根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求，確定活塞行程L=12mm，則彈簧力為F液壓缸的夾緊力為F=式中：D：活塞的直徑，單位為mm；D：活塞桿的直徑，單位為mm；P：液壓油的工作壓力，P=8×10η：效率系數(shù)，一般取η＝0.9；Ft：彈簧力，單位為N由于活塞桿為壓桿（只受壓力），所以可以按強(qiáng)度來(lái)檢驗(yàn)活塞桿：d≥4?Fπ?σσp=σb式中：F：液壓缸的夾緊力，單位為N；σb：抗拉強(qiáng)度，單位為MPaS:安全系數(shù)，一般大于1.4，取S=1.5；σp:許用應(yīng)力，單位為MPa活塞桿的材料為45鋼，其抗拉強(qiáng)度σbσ將上述參數(shù)代入公式（2.12）得d而活塞桿直徑d=32mm，所以能夠滿足要求。

主軸組件的進(jìn)給運(yùn)動(dòng)部件進(jìn)給電動(dòng)機(jī)的選用進(jìn)給電動(dòng)機(jī)功率的估算傳動(dòng)效率η根據(jù)本課題的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在進(jìn)給部分中主要的機(jī)械傳動(dòng)效率由聯(lián)軸器、滾珠軸承及滾動(dòng)絲杠傳動(dòng)組成。其中，聯(lián)軸器效率為0.99[1]，滾珠軸承效率為0.99[1]，滾動(dòng)絲杠傳動(dòng)效率為0.95[1]。總傳動(dòng)效率：η電動(dòng)機(jī)功率[1]P式中：Pf:進(jìn)給傳動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率，單位為kWFf:進(jìn)給牽引力，單位為Nvf:進(jìn)給速度，單位為m/minη:進(jìn)給傳動(dòng)鏈的總機(jī)械效率。進(jìn)給電動(dòng)機(jī)的選用寬調(diào)速直流伺服電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是勵(lì)磁便于調(diào)整，易于安排補(bǔ)償繞組和換向極，電動(dòng)機(jī)的換向性能得到改善，成本低，可以在較寬的速度范圍內(nèi)得到恒轉(zhuǎn)速特性。當(dāng)然，寬調(diào)速直流伺服電動(dòng)機(jī)體積較大，其電刷易磨損，壽命受到一定限制。日本法納克（FANUC）公司生產(chǎn)的用于工業(yè)機(jī)器人、CNC機(jī)床、加工中心（MC）的L系列適合于在頻繁啟動(dòng)、制動(dòng)場(chǎng)合應(yīng)用。根據(jù)估算得出的電動(dòng)機(jī)功率P1=0.37kW，選用FANUC的6L型電動(dòng)機(jī)，其主要性能指標(biāo)如下：輸出功率：1.1kW額定轉(zhuǎn)矩：8.8N?m；最大轉(zhuǎn)矩：44.lN?m；最高轉(zhuǎn)速：2000r/min；轉(zhuǎn)子慣量：0.0018kg?m聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算類型選擇為了隔離振動(dòng)與沖擊，選用凸緣聯(lián)軸器。載荷計(jì)算已知進(jìn)給電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩為8.8N?m。根據(jù)工作機(jī)的轉(zhuǎn)矩是變化的，且沖擊載荷較大，原動(dòng)機(jī)類型為電動(dòng)機(jī)，由表14-1[5]查得工作情況系數(shù)KAT型號(hào)選擇選擇聯(lián)軸器時(shí)，聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩要大于計(jì)算轉(zhuǎn)矩，許用最大轉(zhuǎn)速要大于電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。由GB5843-86中查得YL5型凸緣聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為63N?m，許用最大轉(zhuǎn)速為5500r/min，適合于尺寸在22~垂直方向伺服進(jìn)給系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算切削力估算由公式（2.1）得出切向銑削力縱向切削力F橫向切削力F垂直切削力F絲杠承重初估G=滾珠絲杠副的設(shè)計(jì)計(jì)算滾珠絲杠的導(dǎo)程的確定在本課題中，電機(jī)和絲杠直接相連，所以傳動(dòng)比i=1，選擇電機(jī)6L型的最高工作轉(zhuǎn)速nmax=2000r/min，最大轉(zhuǎn)矩P確定絲杠的等效轉(zhuǎn)速最大進(jìn)給時(shí)，絲杠的轉(zhuǎn)速為nmax最慢進(jìn)給時(shí)，絲杠的轉(zhuǎn)速為nmin則得到絲杠的等效轉(zhuǎn)速（估算t1n式中：n1，n2：軸向載荷F1，F(xiàn)t1，t2：軸向載荷F1，F(xiàn)確定絲杠的等效負(fù)載工作負(fù)載是指機(jī)床工作時(shí)，實(shí)際作用在滾珠絲杠上的軸向壓力，它的數(shù)值可用進(jìn)給牽引力的試驗(yàn)公式計(jì)算。選定導(dǎo)軌為滾動(dòng)導(dǎo)軌，而一般情況下，滾動(dòng)導(dǎo)軌的摩擦系數(shù)為0.0025~0.005，取摩擦系數(shù)f為F式中：K:顛覆力矩影響系數(shù)，一般取為1.1~而絲杠的最小工作負(fù)載為F故其等效負(fù)載可按下式計(jì)算（估算t2=tF確定絲杠所受的最大動(dòng)載荷取絲杠的工作壽命Th為15000h，同時(shí)取精度系數(shù)fa＝1，負(fù)荷性質(zhì)系數(shù)fw＝1.2，溫度系數(shù)ft60?則最大動(dòng)載荷為C根據(jù)動(dòng)載荷要求，選用插管埋入式雙螺母墊片預(yù)緊滾珠絲杠副，型號(hào)為CDM4005-5[8]。絲杠公稱直徑為?=40mm，基本導(dǎo)程Ph＝5mm，其額定動(dòng)載荷Ca=21190N（Ca>Caτ臨界壓縮負(fù)荷確定絲杠螺紋部分的長(zhǎng)度LU。LU等于工作臺(tái)的最大行程（470mm）加上螺母長(zhǎng)度（100mm）[8]加兩端余程（20mm）[1]。LU支承跨距L1應(yīng)略大于LU，取為L(zhǎng)1=765mm。絲杠全長(zhǎng)L=860mm。臨界壓縮負(fù)荷Fcr=f1式中：f1E:材料的彈性模量，E=2.1×10I:絲杠最小截面慣性矩，單位為m4L0:最大受壓長(zhǎng)度，單位為mK1:安全系數(shù)，一般取KFmax:最大軸向工作載荷，單位為N慣性矩:I=式中：d2:絲杠螺紋底徑，單位為mmd0:絲杠公稱直徑，單位為mmDW鋼:球直徑，單位為mm由于滾珠絲杠副支承方式采用雙推-簡(jiǎn)支形式，查表4-7[12]得支承系數(shù)=2。將上述參數(shù)代入公式（3.1）得F可見Fcr遠(yuǎn)大于Fmax，臨界轉(zhuǎn)速驗(yàn)算臨界轉(zhuǎn)速經(jīng)驗(yàn)公式：ncr≈30f式中：A：絲杠最小橫截面，單位為m2Lc：臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算長(zhǎng)度，單位為mK2：安全系數(shù)，一般取0.8Ρ：材料的密度，碳鋼ρ＝7.85×f2由于滾珠絲杠副支承方式采用雙推-簡(jiǎn)支形式，查表4-7[12]得支承系數(shù)f2絲杠最小橫截面為：A=式中：d2：絲杠螺紋底徑，單位為mm臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算長(zhǎng)度：n可見ncr遠(yuǎn)大于nmax，軸承35TAC72A的動(dòng)負(fù)荷驗(yàn)算本課題在絲杠的固定端選用成對(duì)絲杠專用軸承組合，型號(hào)為35TAC72A，其額定動(dòng)載Ca=35280N，預(yù)緊力Ft動(dòng)負(fù)荷經(jīng)驗(yàn)公式[12]：C=fhfn式中：fh：壽命系數(shù)fn：轉(zhuǎn)速系數(shù)Ft：軸承預(yù)緊力，單位為N壽命系數(shù)[12]：f式中：L10h：可靠性為90%的額定壽命，查表4-1[12]查得轉(zhuǎn)速系數(shù)[12]：f式中：nj將上述參數(shù)代入公式（3.3），則軸承動(dòng)負(fù)荷為：C=可見軸承動(dòng)負(fù)荷小于額定動(dòng)載，故能滿足要求。軸承6207的動(dòng)負(fù)荷驗(yàn)算圖為絲杠的受力圖。已知：切向負(fù)荷Ft=716.1N，徑向負(fù)荷軸向負(fù)荷Fa=1074.15N，絲杠承重F得FF得F軸承6207的徑向合力為F己知軸承6207所受的軸向負(fù)荷Fa=1074.15N，徑向負(fù)荷Fr=1147.89Nf式中：f0：徑向接觸系數(shù)，一般取f由表13-5[2]查得分界判斷系數(shù)e=0.28F有表13-5[2]查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=O.56，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=l.55。由表查得載荷系數(shù)一般為1.0~1.2，取P=由表4-1[12]查得，軸承預(yù)期計(jì)算壽命L10h該軸承應(yīng)具有的基本額定動(dòng)載荷為[2]C=P式中：L10h：失效率10%（可靠度90%）的基本額定壽命（10N：軸承的轉(zhuǎn)速，單位為r/min；C：基本額定動(dòng)載荷，單位為kN；P：當(dāng)量動(dòng)載荷，單位為N；Ε：壽命指數(shù)，對(duì)球軸承ε=3，滾子軸承ε=由于C<絲桿拉壓振動(dòng)和扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的固有頻率驗(yàn)算滾珠絲杠的拉壓剛度：Ks當(dāng)絲杠螺母副運(yùn)動(dòng)到絲杠的兩個(gè)極端位置時(shí)，會(huì)產(chǎn)生最大和最小拉壓剛度。其中，L值分別為470mm和90mm。則由公式（3.4）得最大和最小拉壓剛度為：KK已知：軸承的接觸剛度kB=1225N/μm，絲杠螺母的接觸剛度K雙推-簡(jiǎn)支方式的絲杠軸向拉壓剛度Ke由下式計(jì)算1得到軸向拉壓剛度K絲桿拉壓振動(dòng)的固有頻率ω顯然，絲杠的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的固有頻率遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于2000r/min，所以，能滿足要求。

工作臺(tái)工作臺(tái)參數(shù)擬定設(shè)計(jì)一種供立式數(shù)控加工中心使用的X-Y數(shù)控工作臺(tái)，主要參數(shù)如下：1. 立銑刀最大直徑d=16mm；2. 立銑刀齒數(shù)Z=8；3. 最大銑削寬度ae4. 最大背吃刀量ap5. 加工材料為碳鋼；6. X、Y方向的脈沖當(dāng)量δx7. X、Y方向的定位精度均為0.01mm；8. 工作臺(tái)面尺寸為255mm×255mm，加工范圍為275mm×275mm；9. 工作臺(tái)空載最快移動(dòng)速度vxmax10. 工作臺(tái)進(jìn)給最快移動(dòng)速度vxmax總體方案的確定導(dǎo)軌副的選用要設(shè)計(jì)的X-Y工作臺(tái)是用于立式數(shù)控加工中心的，需要承受的載荷不大，但脈沖當(dāng)量小、定位精度高，因此，決定選用直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副，它的優(yōu)點(diǎn)是摩擦系數(shù)小、不易爬行、傳動(dòng)效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、安裝預(yù)緊方便。絲桿螺母副的選用伺服電動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)需要通過絲桿螺母副轉(zhuǎn)換成直線運(yùn)動(dòng)，要滿足0.005mm的脈沖當(dāng)量和的定位精度，滑動(dòng)絲桿副無(wú)能為力，只有選用滾珠絲桿副才能達(dá)到。滾珠絲桿副的傳動(dòng)精度高、動(dòng)態(tài)響應(yīng)快、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、壽命長(zhǎng)、效率高，預(yù)緊后可消除反向間隙。減速裝置的選用選擇了步進(jìn)電動(dòng)機(jī)和滾珠絲桿副以后，為了圓整脈沖當(dāng)量，放大電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩，降低運(yùn)動(dòng)部件折算到電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，可能需要減速裝置，且應(yīng)有消間隙機(jī)構(gòu)。為此，決定采用無(wú)間隙齒輪傳動(dòng)減速箱。伺服電動(dòng)機(jī)的選用任務(wù)書規(guī)定的脈沖當(dāng)量尚未達(dá)到0.001mm，定位精度也未達(dá)到微米級(jí)，空載最快速度也只有3000mm/min。因此，本設(shè)計(jì)不必采用高檔次的伺服電動(dòng)機(jī)，如交流伺服電動(dòng)機(jī)或直流伺服電動(dòng)機(jī)等，可以選用性能好一些的步進(jìn)電動(dòng)機(jī)，如混合式步進(jìn)電動(dòng)機(jī)，以降低成本，提高性價(jià)比。檢測(cè)裝置的選用選用步進(jìn)電動(dòng)機(jī)作為伺服電動(dòng)機(jī)后，可選開環(huán)控制，也可選閉環(huán)控制。任務(wù)書所給的精度對(duì)于步進(jìn)電動(dòng)機(jī)來(lái)說還是偏高的，為了確保電動(dòng)機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中不受切削負(fù)載和電網(wǎng)的影響而失步，決定采用半閉環(huán)控制，擬在電動(dòng)機(jī)的尾部轉(zhuǎn)軸上安裝增量式旋轉(zhuǎn)編碼器，用以檢測(cè)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)角與轉(zhuǎn)速。增量式旋轉(zhuǎn)編碼器的分辨力應(yīng)與步進(jìn)電動(dòng)機(jī)的步距角相匹配。考慮到X、Y兩個(gè)方向的加工范圍相同，承受的工作載荷相差不大，為了減少設(shè)計(jì)工作量，X、Y兩個(gè)坐標(biāo)的導(dǎo)軌副、絲桿螺母副、減速裝置、伺服電動(dòng)機(jī)，以及檢測(cè)裝置擬采用相同的型號(hào)與規(guī)格。機(jī)械傳動(dòng)部件的計(jì)算與選型導(dǎo)軌上移動(dòng)部件的重量估算按照下導(dǎo)軌上面移動(dòng)部件的重量來(lái)進(jìn)行估算。包括工件、夾具、工作臺(tái)、上層電動(dòng)機(jī)、減速箱、滾珠絲杠副、導(dǎo)軌座等,估計(jì)重量約為800N.銑削力的計(jì)算由（2.1）可知F則可求得徑向負(fù)荷F切向負(fù)荷F軸向負(fù)荷F考慮逆銑時(shí)的情況，工作臺(tái)受到垂直方向的銑削力Fz=Fa=1074.15N，受到水平方向的銑削力分別Fr直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副的計(jì)算與選型滑塊承受工作載荷的計(jì)算及導(dǎo)軌型號(hào)的選取工作載荷是影響直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副使用壽命的重要因素。本設(shè)計(jì)中的X-Y工作臺(tái)為水平布置，采用雙導(dǎo)軌、四滑塊的支承形式?？紤]最不利的情況，即垂直于臺(tái)面的工作載荷全部由一個(gè)滑塊承擔(dān)，則單滑塊所受的最大垂直方向載荷為：Fmax=G4其中，移動(dòng)部件重量G=800N，外加載荷F=Fz=查表3-41，根據(jù)工作載荷，初選直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副的型號(hào)為KL系列的JSA-LG15型，其額定動(dòng)載荷Ga=7.94kN任務(wù)書規(guī)定工作臺(tái)面尺寸為255mm×255mm，加工范圍為275mm×275mm，考慮工作行程應(yīng)留有一定余量，查表3-35，按標(biāo)準(zhǔn)系列，選取導(dǎo)軌的長(zhǎng)度為580mm。距離額定壽命L的計(jì)算上述選取的KL系列JSA—LG15型導(dǎo)軌副的滾道硬度為60HRC，工作溫度不超過100攝氏度，每根導(dǎo)軌上配有兩只滑塊，精度為4級(jí)，工作速度較低，載荷不大。查表3-36~表3-40[13]，分別取硬度系數(shù)fH=1.0、溫度系數(shù)fT=1.00、接觸系數(shù)L遠(yuǎn)大于期望值50km，故距離額定壽命滿足要求。滾珠絲杠螺母副的計(jì)算與選型最大工作載荷的計(jì)算如前頁(yè)所述，在立銑時(shí)，工作臺(tái)受到進(jìn)給方向的載荷（與絲杠軸線平行）Fx=1841.4N，受到橫向的載荷（與絲杠軸線垂直）F已知移動(dòng)部件總重量G=800N，按矩形導(dǎo)軌進(jìn)行計(jì)算，查表3-29[13]，取顛覆力矩影響系數(shù)K=1.1，滾動(dòng)導(dǎo)軌上的摩擦因數(shù)μ=0.005Fm最大動(dòng)載荷的計(jì)算設(shè)工作臺(tái)在承受最大銑削力時(shí)的最快進(jìn)給速度v=400mm/min，初選絲杠導(dǎo)程Ph=5mm取滾珠絲杠的使用壽命T=15000h，代入L0=60nT/查表3-30[1]，取載荷系數(shù)，滾道硬度為60HRC時(shí)，取硬度系數(shù)，代入式中，求得最大載荷：F初選型號(hào)根據(jù)計(jì)算出的最大載荷和初選的絲杠導(dǎo)程，查表3-31[13]，選擇濟(jì)寧博特精密絲杠制造有限公司生產(chǎn)的G系列2504-3型滾珠絲杠副，為內(nèi)循環(huán)固定反向器單螺母式，其公稱直徑為20mm，導(dǎo)程為5mm。循環(huán)滾珠為3圈×1列，精度等級(jí)取4級(jí)，額定動(dòng)載荷為9309N。大于FQ傳動(dòng)效率η的計(jì)算將公稱直徑D0=20mm，導(dǎo)程Ph=5mm，代入λ=arctanPh剛度的驗(yàn)算1.X-Y工作臺(tái)上下兩層滾珠絲杠副的支承均采用“單推—單推”的方式，見書后插頁(yè)圖6-23[13]。絲杠的兩端各采用一對(duì)推理角接觸球軸承，面對(duì)面組配，左、右支承的中心距離約為a=540mm；鋼的彈性模量E=2.1×105MPa；查表3-31[13]，得滾珠直徑Dw忽略式（3-25）[13]中的第二項(xiàng)，算得絲杠在工作載荷Fmδ2.根據(jù)公式Z=πd0/Dw-3，求得單圈滾珠數(shù)Z=17；該型號(hào)絲杠為單螺母，滾珠的圈數(shù)×列數(shù)為3×1，代入公式Z∑=Z×因?yàn)榻z杠加有預(yù)緊力，且為軸向負(fù)載的1/3，所以實(shí)際變形量可減小一半，取δ23.將以上算出的δ1和δ2代入δ總本例中，絲杠的有效行程為330，由表3-27[13]知，5級(jí)精度滾珠絲杠有效行程在315-400mm時(shí)，行程偏差允許達(dá)到壓桿穩(wěn)定性校核根據(jù)公式（3-28）[13]計(jì)算失穩(wěn)時(shí)的臨界載荷Fk。查表3-34[13]，取支承系數(shù)Fk=1；由絲杠底徑d2=16.2mm求得截面慣性矩I=綜上所述，初選的滾珠絲杠副滿足使用要求聯(lián)軸器的選擇及計(jì)算初步選用GH1系列螺紋線聯(lián)軸器，其特點(diǎn)：重量輕，體積?。桓邚?qiáng)度鋁合金材料，陽(yáng)極氧化處理；具有抗油污耐腐蝕功能；可吸收振動(dòng)，補(bǔ)償徑向，角度偏差和零回轉(zhuǎn)間隙；適用于馬達(dá)，編碼器，絲桿傳動(dòng)，機(jī)床平臺(tái)；微電機(jī)等精密產(chǎn)業(yè)機(jī)械。初選：GH1-19-□□□□，其中：GH1表示系列號(hào)，19表示外徑為19mm。注:系列號(hào)后面不帶C為頂緊固定方式外形尺寸：（單位為mm）規(guī)格型號(hào)DLL1M可做最大內(nèi)徑GH2-32-□□□□32416.0M414技術(shù)參數(shù)：規(guī)格型號(hào)扭矩（N/M）糾纏能力最高轉(zhuǎn)速(rpm)擰緊力矩(N.m)額定最大徑向(mm)軸向(mm)角度(0)GH1-19-□□□□4.590.15±0.11.0100001.7GH1-19-□□□□，□□□□由計(jì)算得出，其中一個(gè)為絲杠跟聯(lián)軸器連接尺寸，另一個(gè)為電機(jī)軸跟聯(lián)軸器的配合尺寸。已知可做最大內(nèi)徑為10，則選絲杠端與聯(lián)軸器配合尺寸為10mm。傳動(dòng)系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量計(jì)算由于傳動(dòng)部件并不都與電機(jī)軸同軸線，還存在各傳動(dòng)部件轉(zhuǎn)動(dòng)慣量向電機(jī)軸的折算問題。最后，要計(jì)算整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)折算到電機(jī)軸上的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，即傳動(dòng)系統(tǒng)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算基本公式對(duì)于軸、軸承、聯(lián)軸器、絲杠等圓柱體的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量計(jì)算公式，當(dāng)鋼材材料密度為7.8×10-3其中：D：為圓柱體直徑，單位cm；L：為圓柱體長(zhǎng)度，單位cm。滾珠絲杠轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JS根據(jù)滾珠絲杠慣量JS折算到電機(jī)軸上為：J根據(jù)滾珠絲杠的公稱直徑d0=12.5mm則Js=工作臺(tái)等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JG工作臺(tái)是移動(dòng)部件，其移動(dòng)質(zhì)量折算到滾珠絲杠軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JG可按下式進(jìn)行：其中：L0M為工作臺(tái)質(zhì)量，單位kg。則其等效工作臺(tái)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量[13]：J聯(lián)軸器等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量JL對(duì)于聯(lián)軸器按其外徑計(jì)算D=32mm，長(zhǎng)度為L(zhǎng)=4.1mm，則其等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J故，傳動(dòng)系統(tǒng)各部件折算到電機(jī)上的總等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量：則J步進(jìn)電機(jī)的選用根據(jù)步進(jìn)電機(jī)的優(yōu)點(diǎn)，輸出轉(zhuǎn)角（步距角）無(wú)長(zhǎng)期積累誤差，每轉(zhuǎn)一圈積累誤差會(huì)自動(dòng)消失。啟動(dòng)、停止、反轉(zhuǎn)及其他運(yùn)行方式的改變，都可以在少量的脈沖周期內(nèi)完成并且具有定位轉(zhuǎn)矩。步距角的選擇定位精度要求較高，運(yùn)行范圍較廣的控制系統(tǒng)，應(yīng)選用步距角較小，運(yùn)行頻率較高的步進(jìn)電機(jī)。已知脈沖當(dāng)量δP=0.01mm/由公式θb×即步進(jìn)電機(jī)的